Виды производительности. Расчёт конструктивной производительности машин циклического действия и непрерывного действия.

Производительность–продукция, выдаваемая машиной за 1 ч работы. Различают конструктивная(теоретичес­кую), техническую и эксплуатационную производительность.

Конструктивная –максимально возможная производительность за 1ч. работы без перерывов при расчётных условиях и нагрузках. Она в свою очередь делится на машины циклического действия, машины непрерывного действия при сплошной выдаче продукции и при выдаче продукции равными порциями.

а) машины циклического действия:

(Т/ч); Т_у–количество продуктов за один цикл; n–число циклов за 1 час; где n=1/T_y (ч^-1).

б) машины непрерывного действия при сплошной выдаче продукции:

П_к=3600*F*V (м³/ч);

П_к=(3600/1000)*q*V=3,6*q*V (T/ч);

F–площадь сечения загрузки; V–скорость; q–погонная нагрузка;

П_т=П_к* К_т; П_э=П_т*К_в*К_у

К_в–внутренний коэф-т использования по времени машины.

К_в=(Т_см – t_п)/Т_см≈0,8…0,9

t_п–длительность простоев; К_у–коэф-т, учитывающий качество управления ≈0,85–0,95

П_{э см}= П_э*Т_см;

П_{э год}= П_{э см}* Т_год*К _см ;

Т_год=365– t_в–t_рем–t_{н год};

t_в– количество выходных и праздников;

t_рем– количество дней на ремонт;

К _см– коэф-т сменности (1,2,3);

t_{н год}– время несменных простоев по организации и метеорологическим причинам.

в) для машин непрерывного действия при выдаче продукции равными порциями:

П_к=(3600/1000)*(qV/l)=3,6qV/l (м³/ч).

 

Внешняя характеристика двигателя внутреннего сгорания и её приспособление к идеальному двигателю.

Достоинство ДВС: независим от внешнего источника энергии. Это обеспечивает мобильность в работе. Источник питания находится в топливном баке.

ДВС отличается высокой удельной мощностью на единицу массы, и высоким КПД, которое достигается до 30%.

ДВС имеет 3 недостатка:

1. Невозможность непосредственного реверсирования.

2. Узкий диапазон регулирования моментов и оборотов.

3. Невозможность трогания с места.

Недостатки исправляются с помощью устройств:

а) муфта сцепления, которая обеспечивает трогание с места машин;

б) коробка передач, с помощью которой расширяется рабочий диапазон двигателя;

в) механизм реверса.

Основным требованием двигателя является постоянство его мощности и гиперболическое изменение момента.

Характеристика идеального двигателя Характеристика ДВС

 

(с помощью коробки передач)

Схема агрегата ДВС и определение его выходных показателей.

1-двигатель;

2-коленчатый вал;

3-маховик;

4-муфта сцепления дисковая;

5-коробка передач;

6-рычаг переключения скоростей;

7-первичный вал коробки передач;

8-ведомый вал.

Вторичный вал является рабочим валом машины.
n=n_дв/U_k

T_k=T_дв*U_k*η_k

N_k=N_дв*η_k

 

 

Расчёт выходных параметров одноступенчатой и многоступенчатой передач.

Передачей называется устройство, предназначенное для передачи механической энергии на расстоянии. Основным параметром любой передачи является передаточное число, т.е. отношение угловой скорости ведущего тала передачи к угловой скорости её ведомого тела или соответствующее отношение чисел оборотов: i=w₁/w₂=n₁/n₂.

При i>1 ведомый вал передачи вращается медленнее ведущего и наоборот. Во многих случаях одной парой тел вращения нельзя обеспечить требуемое передаточное число. Тогда применяют многоступенчатую передачу, в которой ведомый вал первой пары является ведущим для второй и т.д.

Общее передаточное число такой передачи равно произведению передаточных чисел отдельных ступеней: i_общ=i₁*i₂*…*i_n= (w_дв/w₁)*(w₁/w₂)*…*(w_n-1/w_n).

Крутящий момент M, передаваемая мощность N и угловая скорость связаны зависимостью: М=N/w.

Для первого вала эту зависимость можно записать как М₁=N₁/w₁, для второго – М₂=N₂/w₂ и так далее. Разделив второе на первое,получим: М₁/ М₂=N₂ w₁ /N₁w₂ или M₂= M₁N₂/ N₁*w₁/w₂. Следовательно N₂/ N₁ коэффициент полезного действия передачи, а w₁/w₂ передаточное число. Следовательно M₂= M₁*η*I, а для М₁= M₂/ η*I.

Для многоступенчатой передачи это можно записать так: M_n= M₁*η_общ*I_общ, где η_общ и I_общ передаточное число и коэффициент полезного действия всех ступеней передач.

Следовательно, в замедляющих передачах на каждом последующем валу крутящий момент будет возрастать, а мощность, вследствие потерь на трение в подшипниках и в самой передаче, уменьшается.

 

Схемы зубчатой и клиноременной передачи.

А. Клиноременная передача.

Клиновые ремни в сечении имеют форму трапеции, которая своими боковыми поверхностями касается боковых поверхностей канавок шки­ва. Глубина канавки делается больше высоты сечения ремня,чтобы между нижним основанием сечения ремня и дном канавки был зазор. Этим обеспечивается заклинивание ремня в канавке, увеличивается сцепле­ние, а следовательно, и тяговая способность передачи. Клиноременная передача обладает плавностью и бесшумностью, малыми габаритами и возможностью передавать большие усилия вследствие параллельной установки необходимого количества ремней. Кроме того, как и всякая ременная передача, клиноременная предохраняет механизм от перегруз­ки за счет эластичности ремней и возможности их проскальзывания. В то же время свойство клиноременной передачи исключает постоянство передаточного числа и практически исключает возможность передавать очень большие мощности.

Различное натяжение ведущей и ведомой ветви ременной передачи приводит к обязательному упругому проскальзыванию ремня относительно шкива, из-за чего передаточное число этой передачи имеет следующий вид:

где D1, и Д2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов; е - коэффициент скольжения, зависящий от упругости и степени натяжения ремня.

При применении стандартных резинотканевых клиновых ремней коэф­фициент скольжения колеблется от 0,01 до 0,02.

Б. Зубчатые передачи

Колеса зубчатых передач в зависимости от расположения их гео­метрических осей могут быть цилиндрическими, коническими или вин­товыми.

Передача цилиндрическими колесами (рис. 2.11, а) применяется при параллельном расположении осей, коническими (рис. 2.11, б) -при пересекающихся осях и винтовыми (рис. 2.11, в) - при перекрещи-иающихся. Передачи цилиндрическими колесами могут быть внешнего (рис. 2.11, а) и внутреннего зацепления (рис. 2.11, г) В первом случае чубчатые колеса вращаются в противоположные стороны, а во втором - в одну и ту же.

Рис. 2.11. Виды зубчатых передач: а - цилиндрическая внешнего

зацепления; б - коническая; в - винтовая; г — цилиндрическая

внутреннего зацепления

 

Во всех случаях вращение ведущего зубчатого колеса преобразует­ся во вращение ведомого зубчатого колеса через нажатие зубьев перво­го на зубья второго.

Для преобразования вращательного движения в поступательное,часто используют зубчатое зацепление, у которого радиус колеса бесконечно велик. Такое зацепление носит название реечного зубчатого. В нем зацеплении начальная окружность шестерни перекатывается без скольжения по на­чальной прямой рейке; эвольвента зубьев приобретает прямолинейную форму, а зубья получают форму трапеции с углом наклона боковых сто­рон, равным углу зацепления.

Все цилиндрические зубчатые передачи обладают постоянством передаточного числа, компактностью и большим диапазоном передавае­мых мощностей. Коэффициент полезного действия этих передач зависит от точности и чистоты поверхности зубьев, а также от способа смазки и находится для закрытых передач в пределах п= 0,97-0,99.

Для передачи вращающего момента между валами, оси которых пе­ресекаются под углом, применяются конические передачи.

Зубья конических колес могут быть пря­мыми, косыми или криволинейными. Их профили выполняются так­же по эвольвенте, но сечение зуба уменьшается по мере приближе­ния к вершине конуса. Поэтому шаг и модуль зуба по его длине меняются, имея наибольшее значение на максимальных диаметрах начальных конусов.

При работе коническом зубчатой передачи всегда возникают значи­тельные осевые усилия, которые должны быть восприняты опорами. Естественно, это вызывает дополнительные потери на трение, из-за кото­рых КПД конических передач несколько ниже, чем цилиндрических: Т) равен 0,94....0,96.