Курсовая работа: Привод бурового насоса

Таблица 5.1

Таблица 5.2

Стандартные значения расчетных диаметров шкивов

Количество ремней определяем:

Z ? РСр / (Сu Сб Сz C_L P₀),

где:

Р = 55,0 кВт - передаваемая мощность;

Сu - коэффициент передаточного отношения u_р.п..

Таблица 5.3

Стандартные коэффициенты Сu от передаточного отношения

u_р.п. = 2,0; Сu = 1,14;

Ср - коэффициент режима работы.

Таблица 5.4

Коэффициент режима работы Ср

при:

С_м = 1: для асинхронного короткозамкнутого электродвигателя согласно таблицы 5.4. С_ср = 1,2.

Сб - коэффициент угла обхвата. Поскольку угол обхвата б на данном этапе расчета неизвестен, ориентируясь на табл. 5.5, можно принять предварительно Сб = 0,83.

Таблица 5.5

Коэффициент угла обхвата Сб

Сz ? коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями. Поскольку число ремней z на данном этапе расчета неизвестно, ориентируясь на (табл. 5.6), можно принять предварительно Сz = 0,95.

Таблица 5.6

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями Сz

C_L - коэффициент длины ремня. Поскольку длина ремня Lр пока неизвестна, ориентируясь на (табл. 5.7), можно принять предварительно C_L = 0,9.

Таблица 5.7

Коэффициент длины ремня C_L

Р_о - мощность, передаваемая одним ремнем, определяем по табл. 5.8.

Таблица 5.8

Номинальная мощность, передаваемая одним ремнём Р_о, кВт, при сечении ремня профиля D(Г)

Z ? РСр / (Сu Сб Сz C_L P₀),

Z ? 551,2 / (1,14 0,83 0,95 1,2 15,36) = 3,984,0

Определяем диаметр большего шкива:

d₂=d₁u_р.п.(1-)=4002,0(1-0,015) = 788

принимаем: d₂=800 мм.

где:

е - коэффициент относительного скольжения.

При номинальной нагрузке е ? 0,015.

Уточняем фактическое межосевое растояние:

u_ф = d₂ / (d₁(1 - е) = 800 / (400 (1 - 0,015) = 2,03

Определяем предварительное межосевое расстояние:

а_w^, = 2(d₁ d₂)= 2 (400+800) = 2400 мм.

Определяем длину ремня:

L = 2а_w + 0,5 р(d₁ + d₂) + [0,25(d₁ - d₂)²/ а_w] = 22400 + 0,5 3.14(400 + 800) + [0,25(400 - 800²/ 2400] = 6700,6 ? 6700 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

а = 0,25[(Lр - W)+ (L-W)² - y] =

= 0,25[(6700 - 1884)+ (6700-1884)² - 320000] = 5987 мм.

где:

W = 0,5р(d₁ + d₂) = 0,53,14(400+800) =1884

у = 2(d₁ - d₂)² = 2(400 - 800)² = 320000.

Определение наименьшее а_w:

а_наим = а_w - 0,015Lр = 5985,7 - 0.015 6700 = 5885 мм.

Определение наибольшее а_w:

а_наиб. = а_w + 0,03Lр = 5985,7 - 0.03 6700 = 5785 мм.

Определяем фактический угол обхвата:

б = 180⁰ - [(d₁ - d₂)57,3⁰ / а_w] = 180⁰ - [(400 - 800)57,3⁰ / 5985] = 127⁰

Определяем фактические значения коэффициентов:

При:

б = 127° Сб = 0,86 (табл. 4.5)

z = 4 Сz = 0,9 (табл. 1.6)

Lр = 6700 С_L = 1,15 (табл. 1.7)

Уточняем фактическое количество ремней:

z ? PС_p / (С_uС_б С_z С_L P_o) = 55,01,2 / (1,140,86 0,9 1,2 15,36) = 3,98 ? 4 шт.

Определяем предварительное натяжение одного ремня:

F_o1 = [850PС_LСp / z V Сб] + иV²

где:

P - передаваемая мощность, кВт;

V - скорость ремня, м/с,

V = рd₁n₁ / 60 = 3,14400240,4/60 = 5,03 м/с.

и - погонная масса ремня (масса 1 м длины ремня).

При сечении ремня D(Г), и = 0,14

F_o1 = [8505515,981,2 / 4 5,03 0,86] + 0,145,03² = 51813Н.

Определяем силу предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи:

F_o= F_{o (1)}z = 3894 = 207253Н.

Определяем натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью Р:

а) натяжение F₁ ведущей ветви комплекта ремней.

Исходные данные расчета

F_o= 207253 Н,

Т₂ = 2170 Н•м,

d₁ = 400 м.

F₁ = F_o + (Т₂ / d₁ ) = 207253+ (2170/400) = 207258

б) натяжение F₂ ведомой ветви комплекта:

F₂ = F_o - (Т₂ / d₁) = 207253 - (2170/400) = 207247.

6. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

После определения межосевых расстояний, размеров колес приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

7. ПРОЕКТНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного (входного) вала.

d(7…8) , d_П d+2t, d_БПd_П+3r

d_вх = 63,3…72,3 мм;

для тихоходного (выходного)

d_вых=(5…6) , d_БКd_K+2t, d_БПd_П+3r; d_K d_БП

d_Вых = 64,8…77,7 мм.

Быстроходный вал

Тихоходный вал

В приведенных формулах T_Б, T_Т - номинальные моменты, Н•м. Большие значения. Большие значения d и d_k принимают для валов на роликоподшипниках, для валов косых передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 HRCэ.

Вычисленные значения диаметров округляют в ближайшую сторону до стандартных.

Диаметры валов быстроходного, промежуточного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

Принимаем диаметры и длины концов из конструктивных соображений.

d_вх = 70 мм;

d_вых = 75мм.

Высоту t_{цил(tкон)} заплечика, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d.

Диаметры под подшипники:

d_{П вх} = 70 + 2•7,5 = 85;

d_{П вых} = 75 + 2•7,5 = 90 мм.

Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные:

Диаметры без контактных поверхностей:

d_{БП вх} = 70 + 3•2,5 = 77,5 ? 80 мм;

d_{БП вых} = 90 + 3•2.5 = 97,5 ? 100 мм.

Принимаем диаметр тихоходного вала для установки зубчатого колеса:

d_{К вых} = 90 мм.

8. РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ ПЕРЕДАЧ

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор "" (мм):

= +3 = +3 = 10,99 ? 12 мм

Вычисленное значение округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем по будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса.

Принимаем

= 12 мм.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес или шестерни для всех типов редукторов и коробок передач принимают:

b₀ ? 3= 36 мм.

Принимаем b₀ = 36 мм.

9. ВЫБОР ТИПОВ ПОДШИПНИКОВ

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии.

Обычно используют подшипники класса точности 0. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких частотах вращения.

10. ПОДБОР ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

10.1. Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и выходного вала

При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу. Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки.

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. а) или плоские (рис. б). Стандарт для каждого диаметра вала определённые размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут из табл. и определяют расчетную длину lр шпонки. Длину l = lр + b шпонки со скругленными или l = lр с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда табл. Длину ступицы назначают на 2,5...12 мм больше длины шпонки.