1. Анализ существующих конструкций буровых лебедок
![]()
|
2.2.2 Расчет венца цепного колеса Рассчитаем и сконструируем ведомое цепное колесо (поз. 1 Приложение А) передачи «тихой» скорости (поз. 3 рисунок 1.4). Посредством этой передачи подъемному валу лебедки сообщаются I, II и III «тихие» скорости. В передаче применена стандартная приводная роликовая трехрядная цепь по ГОСТ 13568. Известны числа зубьев звездочек передачи: ведущее колесо z1 = 21, ведомое колесо z2 = 81. Определяем передаточное число передачи ![]() Определяем максимальный (на I скорости) крутящий момент на малой звездочке М1 ![]() Частота вращения барабана определится по формуле ![]() Определяем коэффициент эксплуатации цепи ![]() где kД - коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки; kа - коэффициент, учитывающий длину цепи (межосевое расстояние); kр - коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи; kн - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту; kс - коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и условия ее работы; kреж - коэффициент, учитывающий режим работы передачи. Определяем значения коэффициентов: kД = 1,0 при равномерной нагрузке ([4], табл. 3.3.2); kа = 0,80 ([4], табл. 3.3.3); kр = 1,25 для нерегулируемой передачи ([4], табл. 3.3.4); kн = 1,0 при наклоне линии центров до 600; kс = 1,0 ([4], табл. 3.3.6); kреж = 1,45 при круглосуточной работе ([4], табл. 3.3.8). ![]() Определяем предварительно шаг цепи ![]() где [р]-допускаемое давление в шарнирах, МПа; m-число рядов цепи. По ([5], табл. 5.15) принимаем [р]=20 МПа. ![]() Принимаем по ([4], табл. 3.1.1) параметры цепи: шаг цепи tц=38,1 мм, диаметр валика d=11,10 мм, длина втулки B=148,88 мм, разрушающая сила F=381 кН. Скорость цепи ![]() Окружное усилие ![]() Сила, нагружающая подъемный вал ![]() Рассчитываем профиль зубьев звездочки цепного колеса согласно ГОСТ 591-69, как профиль без смещения центров дуг впадин (рисунок 2.1). ![]() Рисунок 2.1 Профиль зубьев без смещения центров дуг впадин. Диаметр делительной окружности ![]() Коэффициент высоты зуба по ([4], табл. 3.5.2) к=0,575. Диаметр окружности выступов ![]() Радиус впадины ![]() Диаметр окружности впадин ![]() Радиус сопряжения ![]() Половина угла впадины ![]() Угол сопряжения ![]() Половина угла зуба ![]() Радиус головки зуба ![]() Прямой участок профиля ![]() Расстояние от центра дуги впадины до центра головки зуба ![]() Рассчитываем размеры зубьев и венцов цепного колеса (см. рисунок 2.2). ![]() Рисунок 2.2. Размеры зубьев и венца. Радиус закругления зуба ![]() Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений ![]() Диаметр обода наибольший ![]() Ширина зуба звездочки ![]() Ширина венца многорядной звездочки ![]() Остальные размеры венца назначаем конструктивно. 2.2.3 Расчет подъемного вала Подъемный вал рассчитываем, ориентируясь на размеры вала прототипной лебедки ЛБУ-1100 ([3], с.476) по методике, приведенной в ([3], с.476-477, табл. 1П). Чертеж вала показан на рисунке Приложения Б. Схема нагружения подъемного вала и эпюры изгибающих и крутящих моментов см. на рис. 2.3. Величины изгибающих и крутящих моментов приняты пропорциональными величинам, приведенным на эпюрах моментов прототипного вала ([3], рис.21П) и увеличены в соответствии изменением размеров барабана и натяжения ходовой струны каната. Материал вала по ([3], с.476)-сталь марки 34XН1М, термообработка—до твердости НВ 217—269; механические свойства: предел прочности на растяжение-сжатие σв = 780 МПа; предел прочности на кручение τв = 650МПа. Приведем подробно расчет для сечения А-А. Проверочный расчет остальных опасных сечений вала сведем в таблицу 2.1. Примем предварительно диаметр вала в сечении А-А dА-А=280 мм. Определяем экваториальный момент сопротивления сечения ![]() где Кх - коэффициент ослабления сечения. По ([3], табл. III.3) Кх=1,0 как для вала с одним шпоночным пазом. ![]() ![]() Рисунок 2.2 Схема нагружения подъемного вала и эпюры изгибающих моментов Определяем полярный момент сопротивления сечения ![]() где К0- коэффициент ослабления сечения. По ([3], табл. III.3) К0=1,0 как для вала с одним шпоночным пазом. ![]() Номинальные напряжения изгиба ![]() Номинальные напряжения кручения ![]() Запас прочности при изгибе ![]() Запас прочности при кручении ![]() Общий запас на статическую прочность ![]() Допускаемый запас прочности найдем по ([3], табл. 2П) [S]=3,2. Принимаем цикл напряжений изгиба симметричным, тогда амплитуда напряжений при изгибе, σа=σ=62,44 МПа, среднее напряжение σm=0. Принимаем цикл напряжений кручения асимметричным, тогда амплитуда напряжений при кручении τа=τ/2=13,8 МПа, среднее напряжение τm=τ/2=13,8МПа. Коэффициент концентрации напряжений при изгибе Кσ : от влияния шпоночного паза Кσ = 2,25 ([3], рис. 12П); от влияния напрессовки Кσ=6,15([3], табл. III.1). Принимаем Кσ = 6,15. Коэффициент концентрации напряжений при кручении Кτ : от влияния шпоночного паза Кτ = 2,15 ([3], рис. 13П); от влияния напрессовки Кτ=4,42([3], табл. III.1). Принимаем Кτ = 4,42. Коэффициент, учитывающий масштабный эффект Кd =0,52 ([3], рис. III.5). Коэффициент, учитывающий состояние поверхности Кf=1,15 ([3], рис.III.6). Коэффициент упрочнения при обкатке роликами Кv=2,2 ([3], табл. III.2). Коэффициент снижения предела выносливости: -при изгибе ![]() -при кручении ![]() Предел выносливости стали марки 34ХН1М по ([3], табл. III.5): -при изгибе ![]() -при кручении ![]() Коэффициент эквивалентности по ([3], табл. 2П): при изгибе Кэσ=0,5; при кручении Кэτ=0,5. Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла по ([3], табл. III.5): при изгибе ψσ=0,1; при кручении ψτ=0,05. Запас прочности по переменным напряжениям: -при изгибе ![]() -при кручении ![]() Общий запас прочности по переменным напряжениям ![]() Допускаемый запас прочности по переменным напряжениям [n]=1,6 ([3], табл. 2П). Диаметры других участков валов назначаем конструктивно. Таблица 2.1 Расчет опасных сечений подъемного вала.
|