Расчет мощности главного двигателя. Расчет мощности двигателя

Расчет мощности и выбор двигателя

Мощность на выходном валу редуктора

кВт

Расчетная мощность двигателя

кВт

где - КПД червячного редуктора.

По каталогу выбираем двигатель типа 4А112М с 3,0 кВт, диаметр вала двигателя

Таблица №1

Рдв, кВт	nдв об/мин
Рдв, кВт	3000	1500	1000	750
3,0	90L	100S	112М	112M

Таблица №2

Тип двигателя	Основные размеры электродвигателя в мм
Тип двигателя	dдв	l1	l30	l10	l31	d10	b10	h	h20	h41
112M	32	80	452	140	70	12	190	112	12	310

Кинематический и силовой анализ

Передаточное отношение редуктора

Частоты вращения валов

1000 об/мин

50 об/мин

Момент на входном валу

Н·м,

где η = 0,8 – КПД червячного редуктора.

Суммарное время работы редуктора

час

Здесь L – срок службы в годах

Число циклов нагружения зубьев червячного колеса

Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Червяк изготавливается из стали 40Х с закалкой до твердости HRC 48-50. Марку бронзы для венца червячного колеса выбираем по ожидаемой скорости скольжения:

м/с

Выбор марки бронзы и расчет допускаемых контактных напряжений зависят от расчетной величины.

Длявыбираем бронзу БраЖ 9-4 сМПа и

МПа.

МПа;

Базовое число циклов:;

Коэффициент долговечности, принимаем

Допускаемые контактные напряжения

МПа

Предел изгибной выносливости

МПа

Принимаем =0,66

Допускаемые напряжения изгиба

МПа

где - коэффициент безопасности

Расчет червячной передачи

Число заходов червяка: при 2

Расчетное число зубьев червячного колеса

Принимаем 40

Коэффициент диаметра червяка

Принимаем 10

Предварительный диаметр делительной окружности червячного колеса

мм

где - коэффициент нагрузки.

Расчетный модуль зацепления мм

Принимаем 6,3 мм

Межосевое расстояние мм

Диаметр делительной окружности червяка мм

Диаметр делительной окружности червячного колеса мм

Диаметры окружностей вершин зубьев

мм

Диаметры окружностей впадин червяка и червячного колеса

мм

Наибольший диаметр червячного колеса

мм

Ширина червячного колеса мм

Принимаем 58 мм

Длина нарезанной части червяка

Угол подъема витков червяка

Проверочный расчет

Рабочее контактное напряжение

Коэффициент формы зуба червячного колеса

Расчетные напряжения изгиба в зубьях червячного колеса

где - коэффициент нагрузки.

Силы в зацеплении:

окружная Н

радиальная Н

осевая Н

Проектный расчет валов. Подбор подшипников

Входной вал

Предварительный диаметр выходного участка мм.

где МПа - допускаемое напряжение кручения.

Принимаем 32 мм

Диаметр ступени под уплотнение 32+4=36мм.

Диаметр ступени под подшипники мм.

Диаметр упорного буртика 40+6=46 мм.

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников: 40 мм,80 мм,20 мм

Выходной вал

Предварительный диаметр выходного участка

мм

Принимаем

50 мм

Диаметр ступени под уплотнение

мм

Диаметр ступени под подшипники

мм

Диаметр ступени под червячное колесо

мм

Диаметр упорного буртика

мм

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников: мм,110 мм,24 мм

Динамическая грузоподъемность подшипников Н

Таблица 3

Обозначение	d	D	T	Cr, H
7208	40	80	20	46500
7212	60	110	24	78000

Толщина стенки корпуса мм

Принимаем 6 мм

Диаметр стяжных болтов

мм

Принимаем 10 мм

Ширина фланца корпуса

мм

Толщина фланца корпуса и крышки корпуса

мм

Толщина фланца основания корпуса

мм

Толщина ребер жесткости

мм

Диаметр фундаментных болтов

мм

Ширина фланца основания корпуса

мм

Диаметр болтов крышек подшипников

для входного вала: мм; для выходного вала:мм.

Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Сечение шпонки выбирается по диаметру вала, длинаназначается намм меньше длины соответствующей ступени валаи принимается по ряду длин стандартных шпонок. В обозначении шпонки указываются ее размеры:мм

Входной вал

По диаметру 22 мм и длине выходного участка80мм. выбираем шпонкумм.

Проверочный расчет на смятие:

где - глубина паза на валу;

МПа – допускаемое напряжение смятия.

Выходной вал

По диаметру 50 мм и длине выходного участкавыбираем шпонкумм.

Проверочный расчет на смятие:

Для ступени под колесо сечение шпонки выбираем по диаметру65 мм, а длину – по длине ступицы колеса=104:мм.

Проверочный расчет на смятие:

Таблица 4

Диаметр вала	b	h	Глубина паза вала, t1	Глубина паза отверстия,t2
31..38	10	8	5	3,3
45..50	14	9	5,5	3,8
59..65	18	11	7	4,4

Стандартный ряд длин: 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110

Проверочный расчет выходного вала

Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

Нагрузка на вал: 3571 Н;1300 Н;893 Н.

Делительный диаметр червячного колеса: 252 мм

Расстояние между опорами: 57 мм;67 мм

Плоскость - действует сила

;

Изгибающий момент на участке :;

при ;

при Н·мм

Плоскость - действуют силыи

;

Изгибающий момент на участке :;

при ;

при Н·мм

Изгибающий момент на участке :;

при ;

при Н·мм

Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении

Н·мм

Максимальный суммарный изгибающий момент в опасном сечении 149189 Н·мм

Крутящий момент на валу Т = Твых = 450·103 Н·мм

Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

Вал изготовлен из стали 40 ( ГОСТ 1054-74) с пределом прочности МПа и пределами выносливости на изгиби кручение:

МПа

Коэффициенты концентрации напряжений

Масштабные факторы

Коэффициент шероховатости:

Коэффициенты асимметрии цикла: ;

Осевой W и полярный моменты сопротивления

Напряжения в опасном сечении

МПа; ;

===МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения:

Общий коэффициент запаса усталостной прочности:

Проверка условия прочности

Проверочный расчет подшипников выходного вала

Динамическая грузоподъемность подшипников: 78000 Н

Коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузок

Приведенная радиальная нагрузка на каждой опоре

Kт = 1 – температурный коэффициент.

Долговечность наиболее нагруженного подшипника

Проверка условия долговечности подшипников

studfiles.net

Расчет мощности и выбор электродвигателей для эп

Выбор электродвигателя предполагает:

а) выбор рода тока и номинального напряжения, исходя из экономических соображений, с учетом того, что самыми простыми, дешевыми и надежными являются асинхронные двигатели, а самыми дорогими и сложными - двигатели постоянного тока.

б) выбор номинальной частоты вращения,

в) выбор конструктивного исполнения двигателя, учитывая три фактора: защиту его от воздействия окружающей среды, способ и обеспечение охлаждения и способ монтажа.

Расчет мощности двигателей для длительного режима работы

При постоянной нагрузке (рис. 17.3, а) определяется мощность или момент механизма, приведенные к валу двигателя, и по каталогу выбирается двигатель, имеющий ближайшую не меньшую номинальную мощность.

Для тяжелых условий пуска осуществляется проверка величины пускового момента двигателя так, чтобы он превышал момент сопротивления механизма. Пусковой момент, Нм,

где - кратность пускового момента двигателя, выбираемого по каталогу.

При длительной переменной нагрузке (рис. 17.3, б) определение номинальной мощности двигателя производят по методу средних потерь, либо методу эквивалентных величин (мощности, момента или тока).

Расчет мощности двигателя по методу средних потерь

Метод основан на предположении, что при равенстве номинальных потерь двигателя и средних потерь , определяемых по диаграмме нагрузки, температура двигателя не будет превышать допустимую, °С:

Расчет мощности двигателя по методу эквивалентных величин

Метод основан на понятии среднеквадратичного или эквивалентного тока (мощности, момента). Переменные потери в двигателе пропорциональны квадрату тока нагрузки. Эквивалентным, неизменным по величине током называют ток, создающий в двигателе такие же потери, как и изменяющийся во времени фактический ток нагрузки.

1. Определяют величину эквивалентного тока, А,

2. По каталогу выбирают двигатель, номинальный ток которого равен или несколько больше .

3. Двигатель проверяют по перегрузочной способности: отношение наибольшего момента сопротивления к номинальному не должно превышать допустимого значения, приводимого в каталогах или эквивалентного момента, Нм:

Если мощность и вращающий момент двигателя пропорциональны величине тока, то для расчета можно воспользоваться выражениями для эквивалентной мощности, кВт:

studfiles.net

Расчет мощности главного двигателя

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 6Следующая ⇒

Расчёт буксировочной мощности привода по методу Пампеля

1.Тип судна СЧС2.Длина судна L=26 м3.Ширина судна B=6 м 4.Осадка судна T=1.9 м 5.Водоизмещение D=168 т 6.Скорость судна Vs=9 уз. 7.Число винтов Z=1 8.Тип СЕУ дизельная 9.Число двигателей i=1 10.Автономность ῖ=144 час

Расчёт буксировочной мощности по методу Пампеля

Коэффициент полноты водоизмещения =

Коэффициент остроты корпуса

Поправочный коэффициент на число винтов принимаем х=1

Х=1 при Z=1

Поправочный коэффициент на длину судна

, при

Относительная скорость

Коэффициент Папмеля опредиляем по диаграмме

С=65

Буксировочная мощность

Пропульсивный и общий КПД

Где: КПД муфты

КПД передачи

0,99 КПД валопровода

КПД пропульсивный

Определение эффективной суммарной мощности

Где: - коэффициент запаса

Расчет рабочих циклов главного двигателя (тепловой расчет)

Тепловой расчёт двигателя.

(прототипный дизель 6ЧНС )

Рассчитать рабочий цикл дизеля. Эффективная мощность Ne = 225 э.л.с., число оборотов

п = 750об/ мин, число цилиндров I =6.

Топливо дизельное ГОСТ 10489-3

Средний весовой состав топлива:

С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004.

Низшая частота сгорания, вычисляем по формуле Д.И. Менделеева.

Qн = 8100С + 30000Н - 2600(9H-W) = 8100∙ 0,87 + 30000:0,126 - 2600 0,004-

-600-9 0,126=10136 ккал/кг

Исходные данные расчёта.

Степень сжатия…………………………………………………………Е=12,1

Максимальное давление цикла……………………………………..... Pz=756ap

Давление окружающей среды………………………………………...Р0=1бар

Температура окружающей среды…………………………………….Т0= 290°К

Коэффициентизбыткавоздуха……………………………………….α≥2

Температура остаточных часов………………………………………Тr=850

Давление после нагнетателя………………………………………….Рк=1,6

Коэффициент использования тепла в конце горения………………ξ2=0,86

Коэффициент использования тепла в концепроцессарасширения.ξ6=0,91

Механическийк.п.д……………………………………………………ηм =0,766

Расчёт.

Находим теоретически необходимое кол-во молей воздуха для сгорания 1 кг. топлива.

Действительное количество воздуха необходимого для сгорания 1 кг. топлива.

Параметры наполнения рабочего цилиндра.

Температура воздуха после нагнетания, корпус нагнетателя охлаждаемый. Принимаем средний показатель политропы сжатия Пн = 1,48; [Пн = 1,4 -1,8] для нагнетателей с охлаждаемым корпусом.