Курсовая работа: Привод бурового насоса

1

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ (Исходные данные, схема привода)

1. РАСЧЕТ ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА (передаточные отношения ступеней, обороты, Вращающие моменты и мощности на всех валах)

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

4. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

6. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

8. РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ РЕДУКТОРА

9. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

10. ПОДБОР ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

11. ВЫБОР МАНЖЕТНОГО УПЛОТНЕНИЯ

12. ВЫБОР СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА

13. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

14. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

ЗАДАНИЕ

Студент: Ларсиков Е.А.

Группа: ____________________

Тема проекта: Привод бурового насоса

Схема привода Исходные данные

ВВЕДЕНИЕ

В данной курсовой работе в первую очередь проводился анализ схемы привода и выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя определялись: общий коэффициент полезного действия привода, частота вращения двигателя для заданной схемы привода и общее передаточное отношение привода. Далее производились кинематический и силовой расчёты привода. В кинематическом расчёт определялись частоты вращения всех валов схемы, в силовом - крутящие моменты на всех валах.

Следующий этап курсовой работы - это расчёт и проектирование прямозубой цилиндрической передачи. По исходным данным производили выбор марок сталей для зубчатого колеса и шестерни, определяли межосевое расстояние зубчатой передачи, геометрические и конструктивные параметры колеса и шестерни, окружную и радиальную силы в зацеплении.

Далее производился проектный расчёт вала, подбирались подшипники, решался вопрос системы смазки подшипников и зацепления зубчатых колёс.

Последующим действием было конструирование корпуса механической передачи и выполнение чертежа общего вида. Определялись геометрические размеры элементов корпуса редуктора (стенки, рёбра, бобышки, фланцы и т.п.), толщины стенки корпуса редуктора.

И в заключающей части курсовой работы производились: проверочный расчёт тихоходного вала на усталостную прочность, проверочный расчёт подшипников на долговечность, подбирались шпонки и производился расчёт шпоночных соединений на смятие.

1. РАСЧЕТ ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

передача колесо шестерня вал

1.1. Определяем общее КПД по формуле:

где:

- КПД муфты = 0,98;

- КПД пары подшипников = 0,99;

- КПД зубчатой передачи = 0,95…0,98;

- КПД пары подшипников = 0,99;

- КПД ременной передачи = 0,94…0,96;

= 0,86.

1.2. Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

Р_вых./ = 50 / 0,86 = 58,1 кВт.

где:

- требуемая мощность электродвигателя, кВт;

- требуемая мощность на валу исполнительного механизма, кВт;

- общий КПД привода, определяем по формуле [1].

Требуемая частота согласно предоставленной кинематической схемы n_тр = 750 об/мин.

1.3. Выбор электродвигателя.

Выбираем ближайший по мощности асинхронный электродвигатель: модель 4А225М4, мощность P = 55,0 кВт, скольжение S=1,8%, синхронная частота вращения = 750 мин^-1, отношение величины пускового и номинального вращающего момента = 1,2, масса m = 165 кг.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА (передаточные отношения ступеней, обороты, вращающие моменты и мощности на всех валах)

2.1. Определяю общее передаточное отношение по формуле:

U_общ.= = = 6,25;

Отсюда:

U_общ.= U_з.п. /U_р.п. = 10.

Назначаем U_р.п. = 2;

Тогда: U_з.п. = U_общ. /U_р.п. = 6,25 / 2 = 3,12

2.2. Определяем число оборотов редуктора:

= об/мин

= / U_з.п. = 750/3,12 = 240,4 об/мин

= / U_р.п. = 240,4/2 = 120,2 об/мин.

2.3. Определяем мощности на валах редуктора.

Р₁= Р_дв58,1 кВт.

Р₂= Р₁= 58,1 0,950,99 = 54,6 кВт.

Р₃= Р₂= 54,6 0,94 = 51,4 кВт.

2.4. Определяем угловые скорости на всех валах редуктора:

2.5. Определяем крутящие моменты на валах редуктора по формуле:

Tn= ;

T₁= = = 740 Нм

T₂= = = 2170 Нм

T₃= = = 4085 Нм

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Выполним предварительный расчет валов редуктора по уже известным вращающим моментам.

Пока форма вала еще не разработана и представляется гладким цилиндрическим стержнем. Предполагаются использование сталь 40Х применяемую для изготовления большинства валов.

В результате предварительного расчета вычислим минимальные диаметры каждого вала. Предварительно примем заниженное допускаемое напряжение кручения для стали 40Х []_кр=35МПа, тогда:

Для ведущего вала(быстроходного, входного):

d_{1 min} = = = 47,2 мм.

По нормальному ряду d₁= 50 мм.

Для среднего (промежуточного) вала:

d_{2 min} = = = 67,7 мм.

По нормальному ряду d₂= 70 мм.

Для выходного (тихоходного) вала:

d_{3 min} = = = 83,6 мм.

По нормальному ряду d₃= 85 мм.

Все вычисления для удобства сведём в таблицу:

4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 45 с твердостью до 350 НВ. При этом обеспечиваются чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Более того, для увеличения нагрузочной способности передачи, т.е. увеличения допускаемых контактных напряжений, а следовательно, уменьшения габаритов и металлоемкости передачи, разность средних твердостей поверхности зубьев должна быть НВ₁ - НВ₂ ? 70 НВ.

Принимаем для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, средняя твердость НВ₁ = 280 НВ; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но средняя твердость (с учетом диаметра заготовки) на 80 единиц ниже НВ₁- НВ₂ = 80 НВ; НВ₂ = 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

где:

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL - коэффициент долговечности;

[S_H]=1,1 - коэффициент безопасности.

Ресурс привода

Действительное число циклов нагружения:

- для колеса N_HE2=60 n₂ L_h = 60240,4 = 3,4 10⁸ циклов;

- для шестерни N_HE1 = N_HE2 i_зп1 = 2,4 • 10⁸ 3,12 = 1,05 10⁹ циклов.

Число циклов нагружений, соответствующее пределу контактной выносливости, N_HO1 = 2510⁶ циклов, N_HO2 = 10 10⁶ циклов. Так как N_HE1N_HO1 и

N_HE2>N_HO2, то коэффициент долговечности K_HL = 1.

Допускаемые контактные напряжения для материала:

-шестерни [] = = = 572,73 Мпа;

-колеса = = = 427,3 Мпа;

Расчетные допускаемые контактные напряжения (передача косозубая и разность твердости материалов шестерни и колеса более 70 НВ)

= 0,45 (573 + 427) = 450 МПа;

Требуемое условие [] =1,23 = 1,23 427 = 525 МПа выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба (нагрузка односторонняя)

Предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов

для стали:

- для шестерни = 1,8 HB₁ = 1,8 280 = 504 МПа;

- для колеса = 1,8 HB₂ = 1,8 200 = 360 МПа;

Число циклов нагружения, соответствующее пределу выносливости при изгибе, для всех сталей N_FO = 4 ? 10⁶ циклов. Так ка N_FE1 = N_HE1 и N_FE2 = N_HE2, то коэффициент долговечности K_FL = 1.

Коэффициент безопасности

= = 1,75 1,0 = 1,75,

где

= 1,75 - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала;

= 1,0 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

Допускаемые напряжения изгиба:

- для шестерни = = 288 МПа;

- для колеса = = 206 МПа;

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200

Допускаемые контактные напряжения:

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности;

=1;

- коэффициент безопасности; =1,1

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ

350 и термической обработкой (улучшением):

- для шестерни быстроходного вала

- для колеса тихоходного вала:

Допускаемые контактные напряжения для шестерни:

Допускаемые контактные напряжения для колеса:

Напряжение изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

- коэффициент безопасности;

= 1,75. Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проектировочный расчет передачи

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колес K_HL = 1 [; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала _ba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям**

= 248

где:

Ka = 43 - для косозубых колес.

Принимаем стандартное межосевое расстояние а_w = 250 мм.;

Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес;

m_n = (0, 01...0, 02) · а_w = (0, 01...0, 02) ·250 = 2,5...5,0 мм,

принимаем mn = 5,0 мм.

Угол наклона зубьев должен находиться от 8 до 22°

Предварительно принимаем угол наклона зубьев = 16°.

Число зубьев шестерни

= =23,3

Принимаем: z₁ = 23.

Число зубьев колеса z₂ = z₁ · i_зп1 = 23 · 3,12 = 71,8 ? 72.

Фактическое значение i_зп1 = z₂/z₁ = 72/23 = 3,13.

Отклонение фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается 4,0 %).

Угол наклона зубьев

cos в = ,

в =

Основные размеры шестерни и колеса:

- диаметры делительные

5,0 23/cos18,14^o = 121,05 мм;

- диаметры вершин зубьев:

- диаметры впадин зубьев:

- ширина зубчатого венца колеса и шестерни:

Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

.

При данной скорости принимаем 8-ю степень точность.

Коэффициент нагрузки

где

- коэффициент концентрации нагрузки;

коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

1,02 - коэффициент динамической нагрузки.

Прочность зубьев по контактным напряжениям

=<

Перегрузка · 100 % = · 100 % = 2,9 %

Допускается недогрузка не более 15 %, а перегрузка не более 5 %.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная F_t1 = F_t2 = = 35 H;

- радиальная F_r1 = F_r2 = F_t1 H;

- осевая F_a1 = F_a2 = F_t1 H;

Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

K_F = K_F K_Fв K_F = 1,15 0,91 1,06 = 1,11,

где K_F =1,15 - коэффициент концентрации нагрузки; K_F = 0,91 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями; K_F = 1,06 - коэффициент динамической нагрузки.

Эквивалентное число зубьев:

- у шестерни z_v1 = =

- у колеса z_v2 = =

Коэффициенты формы зуба Y_F1 = 4,2; Y_F2 = 3,6.

Коэффициент наклона зуба

Y = 1 -

Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб

МПа < МПа,

= 300,9 МПа <

Условие прочности выполнено.

5. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

(Типоразмер сечения ремня выбирается в зависимости от мощности Р передаваемой передачей и частоты вращения n₁ меньшего шкива). При Р = 55 кВт и n₁ = 750 об/мин принимаем сечение ремня D(Г).

Значение d₁ выбирается в зависимости от принятого сечения ремня. Наименьшее допустимое значение d_1min = 125 мм (d_1min определяется по табл.5.1) Окончательно d₁ следует принимать как правило, 1,2…1,5 размера больше, чем d_1min. Для сечения А по (табл 5.2.) d_1min = 355. Следует принять по табл. d₁ равным 400; 450 и более). Принимаем d₁ = 400 мм.