Проектування приводу асинхронного двигуна

Проектування приводу асинхронного двигуна

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ ТА НАУКИ УКРАЇНИ

ХМЕЛЬНИЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра машин та апаратів

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

ДО КУРСОВОЇ РОБОТИ

З КУРСУ «ПРОЕКТУВАННЯ ТИПОВИХ ВУЗЛІВ ПОБУТОВИХ МАШИН»

на тему: «Проектування приводу асинхронного двигуна»

Виконав: ст.гр. ЕМ-07-1

Шевчук В.В.

Перевірив: Синюк О.М.

Хмельницький 2011

ВСТУП

Значення машин для людського суспільства надзвичайно велике. Машини звільняють людей від важкої фізичної роботи, максимально підвищують продуктивність їхньої праці, сприяють покращенню якості виготовленої продукції й зниженню її собівартості.

Для успішного проектування потрібне знання наступних дисциплін: нарисної геометрії й машинобудівного креслення, на базі яких виконуються всі машинобудівні креслення; теоретичної механіки й теорії механізмів і машин, що дають можливість визначати закони руху деталей машин і сили, що діють на ці деталі; опору матеріалів - дисципліни, на основі якої провадяться розрахунки деталей машин на міцність, твердість і стійкість; технології металів і технології машинобудування, що дозволяють робити для деталей машин вибір найвигідніших матеріалів, форм, ступеня точності й шорсткості поверхонь, а також технічних умов виготовлення.

Для проектування деталей машин потрібне знання основ проектування деталей машин, до яких відносяться: основні критерії працездатності, надійності й розрахунку деталей машин; вибір допустимих напруг і запасів міцності в машинобудуванні; стандартизація деталей машин; машинобудівні матеріали; шорсткість поверхонь деталей машин; допуски й посадки; технологічність деталей машин.

Надійність і довговічність машини залежать головним чином від міцності її деталей і вузлів, що забезпечується підбором відповідних матеріалів і визначенням їхньої форми й розмірів, що виключають появу передчасної поломки, неприпустимо великих деформацій і поверхневих руйнувань.

Економічність машини при її експлуатації залежить від відповідності конструкції машини тим законам, на яких заснована її дія; матеріалу й старанності виконання вузлів і деталей машини; правильності монтажу; уважного догляду за машиною, що впливає на експлуатаційні витрати під час роботи й довговічність.

Зниження шкідливих опорів у машині й, як наслідок цього, збільшення коефіцієнта корисної дії її, а також підвищення строку служби деталей і складальних одиниць машини є одним з найважливіших вимог, що пред^л являються до машини [ 1 ].

1. ЗРІВНОВАЖЕННЯ ОБЕРТОВИХ МАС

.1 Зміст роботи

На валу (рис. 1.1,а) закріплено чотири маси, величини яких m1 = 1,2кг, m2 = 3,3 кг, m3 = 3 кг, m4 = 3,5 кг на відстані від осі обертання r1 = 12 мм, r2 =17 мм , r3 = 30 мм, r4 = 40 мм і від точки О: l1= 20 мм, l2= 50 мм, l3= 88 мм, l4= 118 мм, а кути α1 = 42 , α2 = 112 α3 = 228, α4 = 308. Потрібно виконати статичне і динамічне зрівноваження валу. Зрівноважувальні маси встановлювати в площинах І або ІІ, положення яких визначають відрізками а=24 мм , b=124 мм, с=152 мм.(в завданні задано с=148 мм, але ця відстань непіддається розрахунку)

.2 Виконання розрахунків

Для зрівноваження обертових має відносно опор необхідно, щоб головний вектор сил інерції F_iH i головний момент сил інерції М_ін дорівнювали нулю. Для цього необхідно, щоб центр має обертової ланки збігався з віссю обертання (статичне зрівноваження) і головна центральна вісь інерції також збігалась з віссю обертання (моментна зрівноваженість). Якщо статична і моментна незрівноваженість існують одночасно, то незрівноваженість називають динамічною.

Для усунення статичної і динамічної неврівноваженості використовують відповідно статичне і динамічне балансування.

.2.1 Статичне балансування

Здійснюємо статичне зрівноваження обертових мас , побудувавши замкнутий векторний контур статичних дисбалансів згідно рівняння

 (1.1)

Де mi - маса ,кг- радіус на якому знаходиться маса відносно осі обертання, мм.

Отже статичні дисбаланси дорівнюють:

Вибираємо масштаб побудови,тоді відрізки, які відображають відповідні дисбаланси на рис. 1.1,б дорівнюють:

Вимірявши відрізок  , знаходимо величину зрівноважувального дисбалансу

Кут  вимірюємо на рис. 1.1,б

Рисунок 1.1

.2.2 Динамічне балансування

Виконуємо динамічне балансування вала з масами, розмістившим додаткові маси у площинах I i II.

Умова повного зрівноваження мас будуть рівняння [2]:

(1.3)

 (1.4)

(масштаб вибирають за величиною найбільшого вектора D,_h ) многокутник моментів пар сил за рівнянням (1.4). При цьому вектори моментів зручно повернути на 90° так, щоб вони збігалися з напрямками відповідних сил інерції (радіусів-векторів г,). Тоді відповідні відрізки рис. 1.1, в дорівнюють:

Замикальний вектор многокутника динамічних дисбалансів визначається відрізком мм. Тоді його величина (модуль)

Вибираємо масштаб побудови,тоді відрізки, які відображають відповідні дисбаланси на рис. 1.1,г дорівнюють:

Замикальний вектор многокутника статичних дисбалансів визначається відрізком . Тоді його величина (модуль)

Напрямок вектора  визначається кутом

.1 Зміст роботи

Розрахувати оптимальну товщину Sопт стінки труби з внутрішнім діаметром d=140 мм , яка знаходиться під дією постійного тиску p=4,5 Мпа і перепаду температури t1=30 C t2=18 C, при постійному тепловому потокові Q через стінку труби, якщо в трубі протікає холодна вода. Матеріал труби - латунь. Визначити напруження від механічного, теплового і сумісного навантаження. яке виникає в стінках труби при оптимальній товщині стінки, а також при товщинах, рівних 0,5; 0,75; 1,5 і 3 оптимальної товщини стінки. Побудувати графіки залежності цих напружень в стінках труби від ЇЇ товщини. Вказати границю товщин стінки труби, в яких напруження не перевищують допустимих.

.2 Виконання розрахунків

Модуль пружності Е. коефіцієнти Пуасона , допустимі напруження на розтяг []р (з врахуванням механічних і теплових навантажень). коефіцієнти лінійного розширення  теплопровідності  для різних матеріалів вибирають з табл. 2.2.

Таблиця 2.2

Матеріали          Е,ГПа    []р,

Примітка: Показники матеріалів середні в інтервалі 0... 100 С.

*- =rград, де r - число.

При протіканні гарячої води всередині труби коефіцієнт лінійного розширення  приймається для нагрівання при різниці температур  , а при протіканні холодної води  приймається для охолодження при різниці температур  [3]

По умові задачі рідина протікає всередині труби, тому найбільш небезпечні механічні розтягуючі напруження співпадають по напрямку з тепловими і будуть найбільшими на зовнішній стороні стінки у випадку протікання гарячої води в трубі і на внутрішній - у випадку протікання холодної води. Тоді оптимальна товщина стінки, м [3]:

 (2.1)

де p- тиск в середині труби , Па

d - внутрішній діаметр труби, м

 - коефіцієнт Пуасона

 - коефіцієнт температур

- коеф. лінійного розширення, 1/град

Е - модуль пружності, Па.

По отриманій оптимальній товщині стінки визначають по закону Фур'є задану кількість теплоти (тепловий потік) Q, який проходить через стінку за одиницю часу на одиницю поверхні (потужність теплового потоку, який проходить через одиницю поверхні труби), Вт/м² [4]:

 (2.2)

де - коефіцієнт теплопровідності.

По отриманим оптимальній товщині стінки і тепловому потокові визначають:

напруження від дії тиску

Па(2.3)

напруження в крайніх шарах стінки від перепаду температур

(2.4)

де  - виправний коефіцієнт на циліндричність стінки для розтягуючи напружень; R,r - зовнішній та внутрішній діаметр труби; .

Сумарні напруження (механічні і теплові), коли направления механічних і теплових напружень співпадають

 (2.5)

По формулам (2.3)-(2.5) визначають напруження для заданих товщин стінки труби по заданому тиску р і тепловому потоку Q через стінку; строять графік залежності напружень від товщини стінки; отримані значення напружень порівнюють із допустимими і роблять висновок про допустимий діапазон товщин стінки труби в межах допустимих напружень.

Рисунок 2.1 - Графік залежності напружень від товщини стінки.

З отриманого графіка видно, що в межі допустимих напружень не входить весь заданий діапазон товщин стінок так-як таких значень товщин стінок труби, сумарні напруження перевищують допустимі для заданого матеріалу ( )

3. РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМІВ НА ТОЧНІСТЬ

асинхронний двигун напруження навантаження

3.1 Зміст роботи

Визначити графоаналітичними і аналітичними методами помилку розташування механізму (рис. 3.1) в положенні , викликану прогином ланки BD силою Q=115 Н. Ланки, крім BD, рахувати жорсткими. Відома ланка - повзун. Поперечний переріз ланки BD- прямокутник перерізом b*h=4*7 мм, матеріал - сталь із модулем пружності Е=200 ГПа. DЕ=50 мм, CF=60 мм.

.2 Виконання розрахунків

Будують схему механізму в заданому положенні. Далі проводять порядок розрахунку застосовуючи його до схеми механізму (див рис 3.1).

Проводять пунктиром миттєвий (уявний) радіус кривошипа А С, на перетинові поздовжньої oci повзуна (вертикаль F) з уявним радіусом кривошипа АС визначають точку К [3].

В отриманому трикутникові KCF вимірюють по можливості точніше довжини сторін FK i CK , а також кути ,  .

З побудови зробленої в програмі AutoCAD (див. рис. 3.1) точно визначаємо FK=62,33 мм; СК=48,78;  ; ; .

При від’ємному  замість  необхідно брати ()

Визначаються сили, що діють вздовж шатуна:

 (3.2)

і в точці С, перпендикулярно до ланки BD, що викликає його прогин:

 (3.3)

Рисунок 3.1- Розрахункова схема механізму

Прогин в точці С

м (3.4)

де  - момент інерції поперечного перерізу ланки BD відносно нейтральної осі.

Величину прогину усі відкладають в масштабі  кривошипові DB, далі з кінця вектора  проводимо лінію || СА і продовженням ланки FC, точка перетину дасть величину вектору початкової помилки  шатуна FC; а вектор початкової помилки  будуємо перетином лінії АС (або її продовженням) із лінією || l, проведеної з кінця вектора _. Вектор сили Р/ діючої поздовж шатуна, знаходимо в точці перетину прямої  і прямої || DB, проведеної до  з точки yc.

Розкладаючи величини прогину yc на уявний (миттєвий) радіус кривошипу і на шатун (або на їх продовжені) визначають їх початкові помилки.

Для визначення  та  по теоремі синусів в кожному випадку кути визначаються індивідуально для кожної схеми з побудови паралелограмів прогинів.

Початкові помилки уявного (миттєвого) радіуса кривошипа  і шатуна  обчислюють по теоремі синусів (застосовуючи до схеми, зображеної на рис. 3.1):

 (3,5)

 (3,6)

Виходячи з формули 3.6 знаходимо  та  відповідно:

Будують перетворені механізми і плани швидкостей [3]: для визначення частинної помилки положення повзуна від початкової помилки повзуна (див. рис. 3.1)

 (3.7)

звідси

 ( направлено вверх)

 ( направлено вниз)

Застосовуючи до отриманої схеми:

Для визначення частинної помилки повзуна від початкової помилки шатуна (див. Додаток В , рис. В.3)

 (3.8)

звідси

 (3.9)

 (3.10)

Де S - довжина ходу повзуна (від одного крайнього положення до іншого)

 (3.11)

довжина уявного радіуса кривошипа

(3.12)

Отже відносна помилка положення повзуна:

4. РОЗРОБКА ПРОМИСЛОВОЇ ЕЛЕКТРОМ’ЯСОРУБКИ

.1 Технічне завдання

Промислова електром’ясорубка повинна забезпечувати:

1. Продуктивність 216 кг/г

. Частота обертання шнека 89 об/хв.

. Потужність електродвигуна 1,5 кВт

4.2 Технічних вимоги

. Перед початком роботи необхідно переконається в надійному кріпленні до фундаменту або до виробничих столів.

. Візуально переконатися в наявності заземлення.

. Зборка різального механізму робиться в наступній послідовності: шнек, приймальні ножові грати, ніж, підрізні ножові грати, ніж, вихідні ножові грати, шайба притискна, затискна гайка.

. Машина включається в мережу.

. Регулювання стягування з елементом різального механізму здійснюється або спеціальним пристроєм з динамометричним ключем, або вручну до появи характерного скреготу. Після цього гайку відвертають у зворотний бік на 1/4 обороти.

. При затуплені різальних інструментів, їх заточують в парі на плоско-шлифовальних верстатах. Після шліфовки робиться ручне притирання на спеціальних плитах.

. Після закінчення роботи робиться розборка, санітарна обробка, просушування різального інструменту, змастити несоляним харчовим жиром.

. Зберігання різального інструменту в розібраному стані.

ВИСНОВКИ

По ходу виконання курсової роботи було зроблено три різних розрахунки: зрівноваження обертових мас, розрахунок напружень і оптимальної товщини стінки труби при дії механічних і теплових навантажень, а також розрахунок механізму на точність. Ці розрахунки можна використовувати як базові при проведенні розрахунків набагато складніших механічних вузлів та механізмів.

По розрахунку зрівноваження обертових мас можна зробити висновок, що такий розрахунок дуже важливо проводити в тих механізмах де є обертові рухи. Правильно розраховані балансуючі маси дозволяють позбавити механізм таких негативних явищ як статичний та динамічний дисбаланс.

Роблячи висновки з розрахунку напружень і оптимальної товщини стінки труби при дії механічних і теплових навантажень, слід зауважити, що такий розрахунок дозволяє для конкретних умов підібрати саме таку товщину стінки яка буде забезпечувати достатній запас міцності і в той же час не буде надмірно товстою та дорогою.

Розрахунок механізму на точність дозволяє врахувати навіть дуже незначні похибки положення елементів механізму обумовлені деформацією окремих ланок системи.

ЛІТЕРАТУРА

Гузенков П.Г. Детали машин. М.: Высш. Шк., 1986. - 359 с.: ил.

Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Иосилевич Г. Б. Расчет на прочность деталей машин. М., 1979.

Когаев В. П., Махутов Н. А., Гусенков А. Я. Расчеты деталей машин и конструкций на прочность и долговечность. М., 1985.

Дроздов Ю. Я. Механические передачи. Трение, изнашивание и смазка.

Справочник. Кн. 2. М., 1979.

Гузенков П. Г. Краткий справочник к расчетам деталей машин, М., 1968,

ДОДАТОК

Розрахунок залежності напруження від товщини стінки за допомогою програми Mathcad