Как рассчитать скорость по передаточным числам

Как рассчитать скорость по передаточным числам

Дайте формулы как расчитать, а в идеале дайте формулу и расчитайте пожалуйста, чтобы я раз и на всю оставшуюся жизнь запомнил на примере.
Интересует следующее:
1) Сколько оборотов при всех вышеприведенных данных мы получаем на ступице автомобиля, соответственно оборотов колеса?
2) Какова будет скорость автомобиля исходя из поученных и приведенных данных?

Прошу прощения за свою математическую безграмотность, но очень хочу рассчитать все как надо без косяков.

P.s. решение задачки напишите пожалуйста с объяснением кратенько, чтобы я понял и запомнил.

Реклама

Реклама на сайте

Ничего сложного.
Формулы приводить не буду, чтоб лишний раз не запутывать, просто объясню, как считать.
1. Не путать размерные единицы. Минуты, секунды и часы. Метры и дюймы.

Значить, так.
движок выдает те самые условные 2000 оборотов в минуту
ровно столько же делает и входной вал КПП.
Какая передача включена в КПП?
ДЕЛИМ! на передаточное число. Если включена прямая — понятно, передаточное число 1. Если включена пятая (где она есть) повышающая — ее передаточное число меньше 1 и обороты на выходе КПП будут больше.
Во всех остальных случаях меньше.
Дальше делим на передаточное число раздатки. Получаем, с какой частотой (те же об/мин) вращаются карданные валы.
Дальше делим на передаточное число мостов. Если колхозы — передаточное число главной передачи, если вояки — произведение передаточных чисел главной передачи и колесных редукеторов.
В итоге — частота вращения колес в тех же единицах, что и брались обороты двигатеоля (об/мин)
Отдельно вычисляем длинну беговой дорожки покрышки. (3,14159*диаметр). Длину сразу перевести в метры.
Если внимательно посмотреть на колесо, то оно в точке касания земли несколько сплющено, для учета этой деформации пролученную длину беговой дорожки надо умножить на 0,995. Коэффичиент примертный и зависит от конструкции покрышки и насколько она накачена .

Осталось только перемножить обороты колеса и длину беговой дорожки.
Обороты в мин. множим на метры — получаем скорость в метрах в мин.
если полученную величину разделить на 60 — будет скорость в метрах в сек., а если помножить на 60 и разделить на 1000 — будет в км/ч.

Ничего сложного.
Формулы приводить не буду, чтоб лишний раз не запутывать, просто объясню, как считать.
1. Не путать размерные единицы. Минуты, секунды и часы. Метры и дюймы.

Значить, так.
движок выдает те самые условные 2000 оборотов в минуту
ровно столько же делает и входной вал КПП.
Какая передача включена в КПП?
ДЕЛИМ! на передаточное число. Если включена прямая — понятно, передаточное число 1. Если включена пятая (где она есть) повышающая — ее передаточное число меньше 1 и обороты на выходе КПП будут больше.
Во всех остальных случаях меньше.
Дальше делим на передаточное число раздатки. Получаем, с какой частотой (те же об/мин) вращаются карданные валы.
Дальше делим на передаточное число мостов. Если колхозы — передаточное число главной передачи, если вояки — произведение передаточных чисел главной передачи и колесных редукеторов.
В итоге — частота вращения колес в тех же единицах, что и брались обороты двигатеоля (об/мин)
Отдельно вычисляем длинну беговой дорожки покрышки. (3,14159*диаметр). Длину сразу перевести в метры.
Если внимательно посмотреть на колесо, то оно в точке касания земли несколько сплющено, для учета этой деформации пролученную длину беговой дорожки надо умножить на 0,995. Коэффичиент примертный и зависит от конструкции покрышки и насколько она накачена .

Осталось только перемножить обороты колеса и длину беговой дорожки.
Обороты в мин. множим на метры — получаем скорость в метрах в мин.
если полученную величину разделить на 60 — будет скорость в метрах в сек., а если помножить на 60 и разделить на 1000 — будет в км/ч.

Есть же калькулятор просто и понятно.

Выбираешь колеса или свои заносишь трансмиссию тоже выбираешь из предложенных или свою
В низу вписываешь обороты мотора и видишь на какой передаче с какой скоростью поедешь.

Как рассчитать скорость по передаточным числам

Как рассчитать передаточное отношение шестерен механической передачи.

В этой статье я приведу пример расчета передаточного отншения шестерен разного диаметра, с разным количеством зубьев. Данный расчет применяется в том случае, когда важно определить к примеру скорость вращения вала редуктора при известной скорости привода и характеристиках зубьев.

Естественно, можно произвести замеры частоты вращения выходного вала, однако в некоторых случаях требуется именно расчет. Помимо этого, в теоретической механике, при конструировании различных узлов и механизмов требуется рассчитать шестерни, чтобы получить заданную скорость вращения.

Термин передаточное число является весьма неоднозначным. Он перекликается с термином передаточное отношение, что не совсем верно. Говоря о передаточном числе, мы подразумеваем сколько оборотов совершит ведомое колесо (шестерня) относительно ведущего.

Для правильного понимания процессов и строения шестерни – следует предварительно ознакомится с ГОСТ 16530-83.

Итак, рассмотрим пример расчета с использованием двух шестерен.

Чтобы рассчитать передаточное отношение мы должны иметь как минимум две шестерни. Это называется зубчатая передача. Обычно первая шестерня является ведущей и находится на валу привода, вторая шестерня называется ведомой и вращается входя в зацепление с ведущей. Пи этом между ними может находится множество других шестерен, которые называются промежуточными. Для упрощения расчета рассмотрим зубчатую передачу с двумя шестернями.

В примере мы имеем две шестерни: ведущую (1) и ведомую (2). Самый простой способ заключается в подсчете количества зубьев на шестернях. Посчитаем количество зубьев на ведущей шестерне. Так же можно посмотреть маркировку на корпусе шестерни.

Представим, что ведущая шестерня (красная) имеет 40 зубьев, а ведомая(синяя) имеет 60 зубьев.

Разделим количество зубьев ведомой шестерни на количество зубьев ведущей шестерни, чтобы вычислить передаточное отношение. В нашем примере: 60/40 = 1,5. Вы также можете записать ответ в виде 3/2 или 1,5:1.

Такое передаточное отношение означает, что красная, ведущая шестерня должна совершить полтора оборота, чтобы синяя, ведомая шестерня совершила один оборот.

Теперь усложним задачу, используя большее количество шестерен. Добавим в нашу зубчатую передачу еще одну шестерню с 14 зубьями. Сделаем ее ведущей.

Начнем с желтой, ведущей шестерни и будем двигаться в направлении ведомой шестерни. Для каждой пары шестерен рассчитываем свое передаточное отношение. У нас две пары: желтая-красная; красная-синяя. В каждой паре рассматриваем первую шестерню как ведущую, а вторую как ведомую.

В нашем примере передаточные числа для промежуточной шестерни: 40/14 = 2,9 и 60/40 = 1,5.

Умножаем значения передаточных отношений каждой пары и получаем общее передаточное отношение зубчатой передачи: (20/7) × (30/20) = 4,3. То есть для вычисления передаточного отношения всей зубчатой передачи необходимо перемножить значения передаточных отношений для промежуточных шестерен.

Определим теперь частоту вращения.

Используя передаточное отношение и зная частоту вращения желтой шестерни, можно запросто вычислить частоту вращения ведомой шестерни. Как правило, частота вращения измеряется в оборотах в минуту (об/мин) Рассмотрим пример зубчатой передачи с тремя шестернями. Предположим, что частота вращения желтой шестерни 340 оборотов в минуту. Вычислим частоту вращения красной шестерни.

Будем использовать формулу: S1 × T1 = S2 × T2,

S1 – частота вращения желтой (ведущей) шестерни,

Т1 – количество зубьев желтой (ведущей) шестерни;

S2- частота вращения красной шестерни,

Т2 – количество зубьев красной шестерни.

В нашем случае нужно найти S2, но по этой формуле вы можете найти любую переменную.

340 rpm × 7 = S2 × 40

Получается, если ведущая, желтая шестерня вращается с частотой 340 об/мин, тогда ведомая, красная шестерня будет вращаться со скоростью примерно 60 об/мин. Таким же образом рассчитываем частоту вращения пары красная-синяя. Полученный результат – частота вращения синей шестерни – будет являться искомой частотой вращения всей зубчатой передачи.

Категории и разделы

Технические вопросы различных серий

Тех. вопросы Landcruiser серий 40, 55, 60

Классические мостовые рессорные Landcruiser серии 4x, 55 и 6x

• 
• Вопрос по рессорам
• Автор: 4apay
• 6 минут назад

Общие темы

Встречи, покатушки и мероприятия клуба Land-Cruiser.ru

Выезды, встречи, мероприятия, соревнования организуемые сайтом Land-Cruiser.ru

• 
• Москва вообще встречается …
• Автор: электроник
• 9 минут назад

О сайте

О работе Форума

Обьявления Администрации + замечания, предложения, жалобы и непонятки по Форуму.

Расчет передаточных чисел коробки передач

При определении передаточных чисел коробки передач нужно помнить о том, что I передача предназначена для преодоления максимального сопротивления дороги. Промежуточные передачи коробки передач используются при разгоне автомобиля, преодолении повышенного сопротивления движению, работе автомобиля в условиях, не позволяющих двигаться с высокой скоростью (гололед, выбитая дорога, задержка впереди идущим транспортом и т.д.), а также при торможении двигателем на затяжных пологих спусках.

При расчете передаточных чисел сначала находят передаточное число I передачи по заданному техническими условиями максимальному коэффициенту сопротивления дороги ψ_max или максимальному динамическому фактору автомобиля по тяге D_max на I передаче.

Это передаточное число определяют с помощью выражения, полученного из формулы для динамического фактора, пренебрегая силой сопротивления воздуха, так как она незначительна при небольших скоростях движения:

где G_а – сила тяжести автомобиля с полной нагрузкой, Н; M_max – максимальный крутящий момент двигателя, Н•м.

Полученное передаточное число I передачи коробки передач не гарантирует отсутствия буксования ведущих колес автомобиля. Чтобы не было буксования ведущих колес при движении на I передаче, необходимо выполнение следующего неравенства:

где D_сц – динамический фактор автомобиля по сцеплению; m_p2=1,20. 1,35 – коэффициент изменения реакций на задних ведущих колесах; G_а2 – сила тяжести автомобиля с полной нагрузкой, приходящаяся на задние колеса, Н; φ_х=0,6. 0,8 – коэффициент сцепления колес с дорогой. Для переднеприводных автомобилей под G_а2 принимают сила тяжести автомобиля с полной нагрузкой, приходящуюся на передние колеса, Н, а m_p2=1.

Из этого соотношения определяют новое передаточное число I передачи, при котором буксования ведущих колес не будет:

После проверки передаточного числа I передачи на отсутствие буксования ведущих колес автомобиля из двух найденных передаточных чисел I передачи коробки передач для дальнейших расчетов выбирают меньшее.

По этому значению передаточного числа I передачи и известному значению передаточного числа высшей передачи определяют передаточные числа промежуточных передач.

Если высшая передача прямая (u_п=1), то для расчета передаточных чисел промежуточных передач используют следующее выражение

где n‘ – число передач, не считая повышающую передачу и передачу заднего хода; k – номер передачи.

Если высшая передача повышающая (u_к

Рис. 4. Динамические характеристики автомобиля с трехступенчатой (а) и четырехступенчатой (б) коробками передач:

I-IV – передачи; v’_max,v’’_max – максимальные значения скорости движения при коэффициентах сопротивления дороги соответственно ψ₁ и ψ₂

Передаточное число передачи заднего хода

Окончательное значение передаточного числа передачи заднего хода определяют при компоновке коробки передач.

Рассчитанные передаточные числа коробки передач являются ориентировочными и при проектировании новой коробки передач могут незначительно изменяться. Окончательно передаточные числа коробки передач уточняют при выборе параметров зубчатого зацепления в процессе проектирования коробки передач.

4.

Расчет и построение тяговой характеристики автомобиля.

Теоретическую тяговую характеристику автомобиля Р_т=f(V_а) можно получить расчетным путем по следующей методике:

· внешнюю скоростную характеристику двигателя (см. пункт 2 раздела 2.2);

· ряд передаточных чисел трансмиссии i_тр и к.п.д. трансмиссии η_тр(раздел 3);

· статический радиус колеса (пункт 1 раздела 2.2).

Рассчитать силу тяги Р_тна различных передачах и режимах движения автомобиля, результаты свести в таблицу.

Таблица 2. Данные для построения тяговой и динамической

М_е берется из скоростной характеристики. Р_т подсчитывается по формуле:

.

I передача

II передача

III передача

VI передача

Где u_кп – передаточное число коробки передач, u_гп – передаточное число главной передачи.

i_тр иu_тр – равноценные обозначения.

V_а — скорость автомобиля, определяется по формуле:

Расчет скорости по передаточным числам кпп

* Максимальная скорость вычисляется из передаточных чисел трансмиссии, оборотов двигателя и размеров шин. Но двигатель может оказатся недостаточно мощным и реальная максимальная скорость будет меньше, чем подсчитанная.
** Вычисление тяги и максимального угла подъема происходит без учета сил трения и соприкосновения колес с землей и могут быть меньше, чем подсчитанные.

Вы можете скачать и установить данный калькулятор у себя на сайте при условии размещения ссылки на источник, то есть на магазин 4×4.
Введите передаточное число главной пары и каждой передачи в соответствующие графы калькулятора КПП (разделитель дробной части – точка). Если шестой передачи нет, вводите ноль.
Нажмите кнопку «Рассчитать КПП».

При определении передаточных чисел коробки передач нужно помнить о том, что I передача предназначена для преодоления максимального сопротивления дороги. Промежуточные передачи коробки передач используются при разгоне автомобиля, преодолении повышенного сопротивления движению, работе автомобиля в условиях, не позволяющих двигаться с высокой скоростью (гололед, выбитая дорога, задержка впереди идущим транспортом и т.д.), а также при торможении двигателем на затяжных пологих спусках.

При расчете передаточных чисел сначала находят передаточное число I передачи по заданному техническими условиями максимальному коэффициенту сопротивления дороги ψ_max или максимальному динамическому фактору автомобиля по тяге D_max на I передаче.

Это передаточное число определяют с помощью выражения, полученного из формулы для динамического фактора, пренебрегая силой сопротивления воздуха, так как она незначительна при небольших скоростях движения:

где G_а – сила тяжести автомобиля с полной нагрузкой, Н; M_max – максимальный крутящий момент двигателя, Н•м.

Полученное передаточное число I передачи коробки передач не гарантирует отсутствия буксования ведущих колес автомобиля. Чтобы не было буксования ведущих колес при движении на I передаче, необходимо выполнение следующего неравенства:

где D_сц – динамический фактор автомобиля по сцеплению; m_p2=1,20. 1,35 – коэффициент изменения реакций на задних ведущих колесах; G_а2 – сила тяжести автомобиля с полной нагрузкой, приходящаяся на задние колеса, Н; φ_х=0,6. 0,8 – коэффициент сцепления колес с дорогой. Для переднеприводных автомобилей под G_а2 принимают сила тяжести автомобиля с полной нагрузкой, приходящуюся на передние колеса, Н, а m_p2=1.

Из этого соотношения определяют новое передаточное число I передачи, при котором буксования ведущих колес не будет:

После проверки передаточного числа I передачи на отсутствие буксования ведущих колес автомобиля из двух найденных передаточных чисел I передачи коробки передач для дальнейших расчетов выбирают меньшее.

По этому значению передаточного числа I передачи и известному значению передаточного числа высшей передачи определяют передаточные числа промежуточных передач.

Если высшая передача прямая (u_п=1), то для расчета передаточных чисел промежуточных передач используют следующее выражение

где n‘ – число передач, не считая повышающую передачу и передачу заднего хода; k – номер передачи.

Если высшая передача повышающая (u_к

Рис. 4. Динамические характеристики автомобиля с трехступенчатой (а) и четырехступенчатой (б) коробками передач:

I-IV – передачи; v’_max,v’’_max – максимальные значения скорости движения при коэффициентах сопротивления дороги соответственно ψ₁ и ψ₂

Передаточное число передачи заднего хода

Окончательное значение передаточного числа передачи заднего хода определяют при компоновке коробки передач.

Рассчитанные передаточные числа коробки передач являются ориентировочными и при проектировании новой коробки передач могут незначительно изменяться. Окончательно передаточные числа коробки передач уточняют при выборе параметров зубчатого зацепления в процессе проектирования коробки передач.

4.

Расчет и построение тяговой характеристики автомобиля.

Теоретическую тяговую характеристику автомобиля Р_т=f(V_а) можно получить расчетным путем по следующей методике:

· внешнюю скоростную характеристику двигателя (см. пункт 2 раздела 2.2);

· ряд передаточных чисел трансмиссии i_тр и к.п.д. трансмиссии η_тр(раздел 3);

· статический радиус колеса (пункт 1 раздела 2.2).

Рассчитать силу тяги Р_тна различных передачах и режимах движения автомобиля, результаты свести в таблицу.

Таблица 2. Данные для построения тяговой и динамической

М_е берется из скоростной характеристики. Р_т подсчитывается по формуле:

.

I передача

II передача

III передача

VI передача

Где u_кп – передаточное число коробки передач, u_гп – передаточное число главной передачи.

i_тр иu_тр – равноценные обозначения.

V_а — скорость автомобиля, определяется по формуле:

Как рассчитать скорость по передаточным числам

Работы по переборке электродвигателя подходят к завершению. Приступаем к расчёту шкивов ремённой передачи станка. Немного терминологии по ремённой передаче.

Главными исходными данными у нас будут три значения. Первое значение это скорость вращения ротора (вала) электродвигателя 2790 оборотов в секунду. Второе и третье это скорости, которые необходимо получить на вторичном валу. Нас интересует два номинала 1800 и 3500 оборотов в минуту. Следовательно, будем делать шкив двухступенчатый.

Заметка! Для пуска трёхфазного электродвигателя мы будем использовать частотный преобразователь поэтому расчётные скорости вращения будут достоверными. В случае если пуск двигателя осуществляется при помощи конденсаторов, то значения скорости вращения ротора будут отличаться от номинального в меньшую сторону. И на этом этапе есть возможность свести погрешность к минимуму, внеся поправки. Но для этого придётся запустить двигатель, воспользоваться тахометром и замерить текущую скорость вращения вала.

Наши цели определены, переходим выбору типа ремня и к основному расчёту. Для каждого из выпускаемых ремней, не зависимо от типа (клиноременный, поликлиновидный или другой) есть ряд ключевых характеристик. Которые определяют рациональность применения в той или иной конструкции. Идеальным вариантом для большинства проектов будет использование поликлиновидного ремня. Название поликлиновидный получил за счет своей конфигурации, она типа длинных замкнутых борозд, расположенных по всей длине. Названия ремня происходит от греческого слова «поли», что означает множество. Эти борозды ещё называют по другому – рёбра или ручьи. Количество их может быть от трёх до двадцати.

Поликлиновидный ремень перед клиноременным имеет массу достоинств, таких как:

• благодаря хорошей гибкости возможна работа на малоразмерных шкивах. В зависимости от ремня минимальный диаметр может начинаться от десяти – двенадцати миллиметров;
• высокая тяговая способность ремня, следовательно рабочая скорость может достигать до 60 метров в секунду, против 20, максимум 35 метров в секунду у клиноременного;
• сила сцепления поликлинового ремня с плоским шкивом при угле обхвата свыше 133° приблизительно равна силе сцепления со шкивом с канавками, а с увеличением угла обхвата сила сцепления становится выше. Поэтому для приводов с передаточным отношением свыше трёх и углом обхвата малого шкива от 120° до 150° можно применять плоский (без канавок) больший шкив;
• благодаря легкому весу ремня уровни вибрации намного меньше.

Принимая во внимание все достоинства поликлиновидных ремней, мы будем использовать именно этот тип в наших конструкциях. Ниже приведена таблица пяти основных сечений самых распространённых поликлиновидных ремней (PH, PJ, PK, PL, PM).

Рисунок схематичного обозначения элементов поликлиновидного ремня в разрезе.

Как для ремня, так и для ответного шкива имеется соответствующая таблица с характеристиками для изготовления шкивов.

Минимальный радиус шкива задаётся не спроста, этот параметр регулирует срок службы ремня. Лучше всего будет если немного отступить от минимального диаметра в большую сторону. Для конкретной задачи мы выбрали самый распространённый ремень типа «РК». Минимальный радиус для данного типа ремней составляет 45 миллиметров. Учтя это, мы будем отталкиваться ещё и от диаметров имеющихся заготовок. В нашем случае имеются заготовки диаметром 100 и 80 миллиметров. Под них и будем подгонять диаметры шкивов.

Начинаем расчёт. Приведём ещё раз наши исходные данные и обозначим цели. Скорость вращения вала электродвигателя 2790 оборотов в минуту. Ремень поликлиновидный типа «РК». Минимальный диаметр шкива, который регламентируется для него, составляет 45 миллиметров, высота нейтрального слоя 1,5 миллиметра. Нам нужно определить оптимальные диаметры шкивов с учётом необходимых скоростей. Первая скорость вторичного вала 1800 оборотов в минуту, вторая скорость 3500 оборотов в минуту. Следовательно, у нас получается две пары шкивов: первая 2790 на 1800 оборотов в минуту, и вторая 2790 на 3500. Первым делом найдём передаточное отношение каждой из пар.

Формула для определения передаточного отношения:

, где n1 и n2 – скорости вращения валов, D1 и D2 – диаметры шкивов.

Первая пара 2790 / 1800 = 1.55
Вторая пара 2790 / 3500 = 0.797

Далее по следующей формуле определяем диаметр большего шкива:

, где h 0 нейтральный слой ремня, параметр из таблицы выше.

D2 = 45×1.55 + 2×1.5x(1.55 – 1) = 71.4 мм

Для удобства расчётов и подбора оптимальных диаметров шкивов можно использовать онлайн калькулятор.

Инструкция как пользоваться калькулятором. Для начала определимся с единицами измерений. Все параметры кроме скорости указываем в милиметрах, скорость указываем в оборотах в минуту. В поле «Нейтральный слой ремня» вводим параметр из таблицы выше столбец «PК». Вводим значение h0 равным 1,5 миллиметра. В следующем поле задаём скорость вращения валя электродвигателя 2790 оборотов в минуту. В поле диаметр шкива электродвигателя вводим значение минимально регламентируемое для конкретного типа ремня, в нашем случае это 45 миллиметров. Далее вводим параметр скорости, с которым мы хотим, чтобы вращался ведомый вал. В нашем случае это значение 1800 оборотов в минуту. Теперь остаётся нажать кнопку «Рассчитать». Диаметр ответного шкива мы получим соответствующем в поле, и оно составляет 71.4 миллиметра.

Примечание: Если необходимо выполнить оценочный расчёт для плоского ремня или клиновидного, то значением нейтрального слоя ремня можно пренебречь, выставив в поле «ho» значение «0».

Теперь мы можем (если это нужно или требуется) увеличить диаметры шкивов. К примеру, это может понадобится для увеличения срока службы приводного ремня или увеличить коэффициент сцепления пара ремень-шкив. Также большие шкивы иногда делают намеренно для выполнения функции маховика. Но мы сейчас хотим максимально вписаться в заготовки (у нас имеются заготовки диаметром 100 и 80 миллиметров) и соответственно подберём для себя оптимальные размеры шкивов. После нескольких переборов значений мы остановились на следующих диаметрах D1 – 60 миллиметров и D2 – 94,5 миллиметров для первой пары.

D2 = 60×1.55 + 2×1.5x(1.55 – 1) = 94.65 мм

Для второй пары D1 – 75 миллиметров и D2 – 60 миллиметров.

D2 = 75×0.797 + 2×1.5x(0.797 – 1) = 59.18 мм

Далее мы приступаем к изготовлению шкивов. Всем удачной работы!

Дополнительная информация по шкивам:

Мы начали первые экспиременты и уже подготовили первую часть материала: Тест ремённого привода. Поликлиновидный ремень. Так же выпустили обучающий короткометражный видеофильм.