Общий коэффициент полезного действия электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Филиал БНТУ «Жодинский государственный политехнический колледж»

ДОМАШНЯЯ КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА № 1

ВАРИАНТ № 19

Группа 17 ТМз

Выполнил Шукайлова Мария Юрьевна

Проверил с отметкой Заяц Елена Леонидовна

2016

Введение

В данной работе научимся составлять кинематические схемы, определять общий КПД привода, требуемую мощность, частоту вращения вала электродвигателя, общее передаточное число привода, научимся выбирать асинхронный электродвигатель, определять мощность на валах привода с учетом выбранного электродвигателя.

Рассмотрим основные правила построения эпюр поперечных сил и изгибающих моментов.

Изучим кинематические, геометрические и силовые параметры цилиндрических, конических и червячных передач.

1. Задача № 1

Определить общее передаточное число, общий КПД привода, номинальную мощность и угловую скорость двигателя. Подобрать электродвигатель по значениям. Произвести кинематический и силовой расчеты и результаты свести в таблицу.

Дано: P2=3,0 кВт; n2= 720 об/мин; u = 2;

Дn= ±5%

1. Составляем кинематическую схему привода.

Рисунок 1 Кинематическая схема привода двигатель; ременная передача; редуктор цилиндрический; цепная передача; Б - быстроходный вал редуктора; Т- тихоходный вал редуктора.

2. Определяем общий КПД привода:

з = зз · зр · зц · зп2 = 0,840

= 0,970,95 0,93 0,99

3. Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Ртр = Рв/з = 3,0 / 0,840 = 3,571 кВт,

4. Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

nэ.тр. = nв · u = 720 * 2 = 1440 об/мин

5. Общее передаточное число привода.

u = uз · uр · uц = 27

= 3

= 3

= 3

Выбираем асинхронный закрытый обдуваемый электродвигатель типа

4А10094/1435

6. Определяем отклонение частоты вращения вала электродвигателя от заданной:

1500 - 1440 /1440 * 100% = 4,1666%

Допускается Дn = ±5%

7. Уточняем общее передаточное число:

u= = 1500 /720 =2,08

8. Производим разбивку u по ступеням привода.

Принимая стандартное значение передаточного числа редуктора = 3 и передаточное число цепной передачи = 3 , получаем передаточное число ременной передачи:

uр = = 2,08 / 3 * 3 = 0,231

9. Определяем мощность на валах привода с учетом выбранного электродвигателя:

P1=Pтр. · ?п · ?р = 3,571 * 0,99 * 0,95 = 3,385 кВт;

P2=P1 · ?п · ?з = 3,385 * 0,93 * 0,97 = 3,053 кВт;

Pв=P2 · ?ц = 3,053 * 0,93 = 2,839 кВт.

10. Определяем частоту вращения валов привода:

n1 = = 1500 / 3 = 500 об/мин;

n2 = = 500 / 3 = 166,6 об/мин;

nв = = 166,6 / 3 = 55,53 об/мин

11. Определяем угловые скорости валов редуктора:

щ1= = 3,14 * 500 / 30 = 52,33 рад/с;

щ2= = 3,14 * 166,6 / 30 = 17,44 рад/с

12. Определяем вращающие моменты на валах редуктора:

электродвигатель вал редуктор кинематический

Таблица 1

Вал	P,кВт	,рад/с	n, об/мин	М, Нм	uз
Б	3,385	52,33	500	58,31	2
Т	3,053	17,44	166,6	175,006

2. Задание № 2

Основные правила построения эпюр поперечных сил и изгибающих моментов.

Озвучим правила построения эпюр, вытекающие из метода сечений, и являющиеся следствием дифференциальных и интегральных зависимостей, некоторые из которых справедливы при обходе эпюр и слева направо. Зная правила построения эпюр, можно быстро найти грубую ошибку только по внешнему виду эпюр.

Рис. 2 Правило построения эпюр - отсутствующая распределенная нагрузка

Если на участке балки отсутствует распределенная нагрузка (), то эпюра поперечных сил на этом участке представляет собой прямую, параллельную оси балки (рисунок 2). По дифференциальной зависимости распределенной нагрузки и поперечной силы: поскольку , то и . Следовательно, . Эпюра изгибающих моментов на участке, где , - прямая линия. Причем, если , то прямая идет вверх, а если , прямая идет вниз. Если , то изгибающий момент постоянен, поскольку .

ПРАВИЛО ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР - СКАЧКИ И ИЗЛОМЫ

Под сосредоточенной силой (P) на эпюре поперечных сил (рисунок 2, а) имеется скачок на величину этой силы и по ее направлению, а на эпюре изгибающих моментов - излом, угол которого направлен навстречу нагрузке.

ПРАВИЛО ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР - ПРИСУТСТВУЕТ РАСПРЕДЕЛЕННАЯ НАГРУЗКА

Если на участке балки имеется равномерно распределенная нагрузка: эпюра поперечных сил представляет собой наклонную прямую (рисунок 2, б), идущую вниз, если нагрузка направлена вниз (и наоборот). Эпюра на этом участке, согласно третьей формуле дифференциальных зависимостей, изменяется по квадратичной параболе, выпуклость которой направлена навстречу нагрузке.

ПРАВИЛО ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР - ЭКСТРЕМУМ

Если эпюра поперечной силы проходит через нулевое значение, то в этом сечении балки на эпюре изгибающих моментов имеется экстремум (последнее вытекает из дифференциальной зависимости



В точках, соответствующих началу и концу участка, в пределах которого действует распределенная нагрузка, параболическая и прямолинейная части эпюры переходят одна в другую плавно (без излома).

ПРАВИЛО ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР - ВНЕШНИЙ МОМЕНТ

Сосредоточенный внешний момент M (рисунок 2, в) никак не отражается на эпюре . На эпюре в месте приложения этого момента имеется скачок на его величину.

Заметим, что построение эпюр поперечных сил и изгибающих моментов ввел в практику расчета балок на изгиб французский ученый Жан Антуан Шарль Бресс (1822 - 1883 гг.) в 1859 г.

3. Задание № 3

Кинематические, геометрические и силовые параметры цилиндрических, конических и червячных передач.

Главная передача может быть одинарной или двойной. Одинарная главная передача состоит из ведущей и ведомой шестерен. Двойная главная передача состоит из двух пара шестерен и применяется в основном на грузовых автомобилях, где требуется увеличение передаточного числа.

Главная передача называется проходной, если имеет проходной вал, посредством которого она связана с другой главной передачей или непроходной, если возможность вывода крутящего момента не предусмотрена.

Для достижения бесшумной и плавной работы применяют шестерни со спиральными зубьями.

Одинарные передачи делится на:

§ цилиндрическую (прямозубую, косозубую, шевронную);

§ гипоидную (с верхним смещением, с нижним смещением, оси зубчатых колес перекрещиваются);

§ коническую (прямозубую, со спиральным зубом, оси зубчатых колес пересекаются);

§ червячную (с верхним червяком, с нижним червяком).

Цилиндрическая главная передача применяется в переднеприводных автомобилях при поперечном расположении двигателя. В существующих конструкциях зубья цилиндрической передачи выполняются косыми или шевронными. Передаточное число обычно принимают равным 3,5-4,2. Увеличение передаточного числа выше указанного диапазона приводит к увеличению габаритов и уровня шума главной передачи. КПД цилиндрической пары наиболее высокий -- не менее 0,98-0,99.

Рис. 3 Цилиндрическая главная передача

Конические передачи

Коническая зубчатая передача представлена на рисунок 4. Она состоит из шестерни 1, колеса 4, двух валов 3 и 6 и двух шпонок 2 и 5. На полках линий-выносок указаны номера (позиции) этих деталей. Главное изображение представляет собой фронтальный разрез.

Базовыми для конических передач служат делительные конусы, диаметры оснований которых: для шестерни d1=z1m, а для колеса d2 = z2m. Длину образующей делительного конуса подсчитывают по формуле

.

Длину зуба b берут от 0,25L до 0,35L, но не менее 4т. Конструктивные размеры рассчитывают по соотношениям, приведенным в таблице 2.

Чертеж конической передачи выполняют в такой последовательности. Штрихпунктирной тонкой линией изображают геометрические оси передачи: горизонтальную и вертикальную. По горизонтальной оси откладывают вправо от точки пересечения размер радиуса делительной окружности шестерни, а по вертикальной оси вниз - размер радиуса делительной окружности колеса. Строят начальные конусы шестерни и колеса.

Рис. 4 Коническая передача: а - наглядное изображение; б - чертеж

От основания делительного конуса колеса проводят линии образующих дополнительного конуса и на них откладывают размеры головки и ножки зуба, вычерчивают линии образующих конуса вершин и конуса впадин. Пользуясь предварительно подсчитанными величинами размеров конструктивных элементов колеса, строят его изображение.

На основе делительного конуса шестерни строят ее изображение. Зацепление зубьев вычерчивают в разрезе по правилам, которые применялись в чертеже цилиндрической передачи (зуб шестерни спереди, зуб колеса заслонен). Штрихуют разрезы, удаляют линии построения: образующие конусов вершин и конусов впадин, основания делительных конусов на разрезе.

Червячные передачи

На чертеже червячной передачи образующая делительной окружности червяка должна быть касательна к делительной окружности колеса.

Начинать вычерчивание следует с проведения центровых линий колеса и осевой линии червяка (рисунок 5, а). Осевая линия червяка проводится на межосевом расстоянии от горизонтальной центровой колеса.

Рис.5 Этапы вычерчивания изображений червячной передачи

Наиболее часто встречается цилиндрическая червячная передача с углом скрещивания осей червяка и колеса, равным 90°. Для таких передач межосевым расстоянием является размер между осями червяка и колеса, измеренный по линии, пересекающей оси под прямым углом. Для таких передач диаметры начальных и делительных цилиндров совпадают.

Затем штрихпунктирной линией проводят делительную окружность колеса. На месте будущего разреза проводят вертикальную ось симметрии. Точка пересечения ее с осью червяка является центром делительной окружности червяка. К этой окружности проводят две касательные - образующие делительной окружности червяка. Верхняя образующая и будет касательной к делительной окружности колеса (рисунок 5, а). Далее описывают окружности вершин и впадин червяка и на виде слева проводят образующие наружного цилиндра червяка. Здесь же сплошной основной линией показывают наибольшую окружность вершин зубьев колеса, которая пересечет образующую червяка в двух точках. Эти точки служат для приблизительного графического определения длины червяка, как это показано на рисунок 5, б. После проведения вертикальных линий, изображающих торцы червяка, вычерчивают вал червяка, который на рисунок 5, б показан с обрывом.

На главном изображении очерчивают ширину зубчатого венца колеса. Из центра червяка проводят дуги, показывающие границы зуба колеса. Аналогичные построения выполняют с противоположной стороны колеса (в данном случае вверху). На рисунке 5, в показан в увеличенном масштабе этот элемент колеса и обозначены радиусы дуг. Надо заметить, что при выполнении фронтального разреза передачи виток червяка в месте зацепления показывают линиями видимого контура (рисунок 5, б, в), считая его расположенным впереди (как и зуб шестерни в цилиндрической передаче. На виде слева образующую выступа червяка и наибольшую окружность вершин колеса показывают линиями видимого контура на всем протяжении (рисунок 5, б).

Исходными данными для вычерчивания червячной передачи чаще всего служат: межосевое расстояние аw, модуль т, число зубьев колеса z2 и число заходов червяка z1.

Расчетным величинам, относящимся к червяку, присваивают индекс "1", а к колесу - индекс "2". Червяк при этом рассматривают как шестерню червячной передачи, имеющей винтовые выступы. Основные параметры червячной передачи подсчитывают по следующим формулам.

Таблица 2

Диаметр цилиндра вершин червяка	da1 =d1+2m
Диаметр цилиндра впадин червяка	df1 = d1 - 2,4m
Диаметр делительной окружности червяка	d1 = 2aw - d2
Диаметр цилиндра вершин колеса	da2 = m(z2 + 2)
Диаметр делительной окружности колеса	d2 = mz2
Диаметр цилиндра впадин колеса	df2 = da2 - 2,4m

Размер наружного диаметра колеса зависит от числа заходов сопряженного червяка.

Таблица 3

При однозаходном червяке	dam2 = da2 + 2т
При двухзаходном червяке	dam2 = da2 + 1,5m
При четырехзаходном червяке	dam2 = da2 + m

Ширина зубчатого венца колеса b2 также зависит от числа заходов. При одно- и двухзаходном b2 =0,75da1, при че- тырехзаходном b2 = 0,67dа1.

Пример расчета основных и некоторых конструктивных размеров червячной передачи

Модуль т = 4 мм.

Число зубьев колеса z2 = 45.

Межосевое расстояние аw, = 120 мм.

Червяк двухзаходный.

Диаметр делительной окружности колеса

d2 = mz2 = = 4*45= 180 мм.

2. Диаметр делительной окружности червяка

d1 = 2aw1 - d2 = = 2*120- 180 = 60 мм.

3. Диаметр окружности вершин червяка

da1 = d1+ 2m = 60 + 2 * 4 = 68 мм.

4. Диаметр окружности впадин червяка

df1 = d1 - 2,4m = 60- 2,4*4 = 50,4 мм.

5. Диаметр вала червяка

dk = 0,9df1 = 0,9 * 50,4 = 45,36 мм, округляем до 45 мм.

6. Диаметр окружности выступов колеса

da2 = m(z2 + z) = = 180 + 2*4= 188 мм.

7. Наружный диаметр червячного колеса при двухзаходном червяке

dam2 = da2 + 1,5m = 188 + 1,5*4 = 194 мм.

8. Ширина зубчатого венца колеса при двухзаходном червяке

b2 = 0,75da1 = 0,75 * 68 = 51 мм,

принимаем 50 мм.

Размеры шпоночного соединения находят из ГОСТ 23360-78.

Заключение

В данной работе научились составлять кинематические схемы, определять общий КПД привода, требуемую мощность, частоту вращения вала электродвигателя, общее передаточное число привода, научились выбирать асинхронный электродвигатель, определять мощность на валах привода с учетом выбранного электродвигателя.

Рассмотрели основные правила построения эпюр поперечных сил и изгибающих моментов.

Изучили кинематические, геометрические и силовые параметры цилиндрических, конических и червячных передач.

Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк., изд. 4. 1985

2. Фролов М.И. Техническая механика: Детали машин.- М.: Высш. шк., 1990

3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. -М.: Высш. шк. 2001.

Размещено на Allbest.ru

...