Реферат: Расчет буровой лебедки

--PAGE_BREAK--1.2 Анализ конструкций буровых лебедок зарубежного производства
Фирмы США выпускают лебедки, рассчитанные на самую различную глубину бурения (табл. 1.2), с механическим, дизель-гидравлическим и электрическим приводами ([2], табл. II.11). Обычно на лебедках применяют ленточный тормоз, который способен к самозатягиванию и хорошо поддается ручному управлению. Дизельный привод для лебедок выполняется в трех вариантах: передача мощности с помощью цепной трансмиссии, через гидротрансформатор (дизель-гидравлический привод) и через муфтовые передачи (табл. 1.3) ([2], табл. II.12).


Таблица 1.2 Технические характеристики лебедок, выпускаемых фирмами США

<img width=«465» height=«479» src=«ref-1_1185249835-65273.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_77»>
Фирма Braden Winch, отделение фирмы Braden Industries, Inc., предлагает широкий выбор лебедок, используемых при разработке нефтяных и газовых месторождений. Эти лебедки устанавливают на автомобилях, транспортирующих буровые установки. Фирма производит также автомобили, тягачи, сварочные машины и транспортные средства общего назначения (более подробное описание продукции фирмы приведено в рекламном разделе сборника).


Таблица 1.3 Техническая характеристика муфтовых передач лебедок, выпускаемых фирмами США

<img width=«551» height=«562» src=«ref-1_1185315108-55886.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_80»>


1.3 Описание выбранного прототипа
По заданию прототипом в нашей работе является буровая лебедка ЛБУ-1100, кинематическая схема которой приведена на рисунке 1.4.

Техническая характеристика лебедки приведена в таблице 1.1

На рисунке 2.1 ([3], с. 174-175)показана буровая лебедка ЛБУ-1100, основные конструктивные элементы которой повторяются в других моделях современных отечественных и зарубежных лебедок для эксплуатационного к глубокого разведочного бурения. Лебедка монтируется на сварной металлической раме 4, приспособленной для ее перевозки и перемещения подъемным краном при монтажно-демонтажных работах. К раме приварены корпуса масляных ванн 3 и 10 цепных передач, соединяющих лебедку с коробкой перемены передач. В отцентрированных отверстиях корпусов масляных ванн установлен подъемный вал с барабаном 7 буровой лебедки.

В корпусе 10 размещается вторая цепная передача, используемая для привода вала 11 трансмиссии ротора. Вал трансмиссии ротора на сферических роликоподшипниках устанавливается в дополнительной расточке корпуса 10 и выносной опоре 12, закрепленной на рамс лебедки. Масляные ванны, закрытые крышками и промежуточными кожухами 15 и 19, соединяются с коробкой перемены передач. Для устранения утечек масла, используемого для смазки цепных передач, в стыковых разъемах масляных ванн устанавливаются прокладки.

Промежуточные кожухи при транспортировке лебедки вводятся во внутреннюю полость масляных ванн, а наружные их фланцы закрываются кожухами 16 и 18. На раме со стороны пульта 2 бурильщика смонтированы стойка 8 балансира, тормозной вал 17 и вал 5 рукоятки управления ленточным тормозом. Электромагнитный тормоз 14 крепится к раме соосно с подъемным валом и соединяется с ним кулачковой муфтой 13. На раме установлены два тахогенератора 9 и 20.

Тахогенератор 9 предназначен для контроля частоты вращения стола ротора и соединяется цепной передачей с валом 11 трансмиссии ротора. Тахогенератор 20 соединяется с валом электромагнитного тормоза и предназначен для контроля скорости спуска колонн труб при автоматическом режиме работы электротормоза. На стойке 1 установлен командоаппарат комплекса АСП для блокировки перемещений механизма захвата свечи и талевого блока. Привод командоаппарата осуществляется от цепной звездочки на подъемном валу лебедки.

К раме крепится воздухопровод 6 системы пневматического управления лебедкой.

Подъемный вал (Приложение А) —основа буровой лебедки. Между коренными подшипниками 15 подъемного вала 19 напрессованы ступицы дисков барабана 18. В правом более доступном для работы диске имеется внутренний прилив (сечения А—А и С—С) для крепления талевого каната планкой 32 и болтами 33. В буровых лебедках канат крепится с внутренней либо наружной стороны диска. Узел крепления должен быть надежным и удобным в работе. Наружное расположение узла крепления более доступно и удобно для быстрого крепления и освобождения каната. Недостаток наружного крепления — повреждение витков каната в результате трения с верхней кромкой углубления для заделки каната.

Наиболее распространены простые в изготовлении барабаны с гладкой наружной поверхностью. Для улучшения намотки барабан лебедки снабжается съемными накладками, имеющими параллельные и переходные спиральные канавки для укладки витков каната. Симметричное расположение параллельных и спиральных участков канавки на длине отдельных витков способствует снижению инерционных нагрузок от дисбаланса, создаваемого в результате одностороннего увеличения радиуса навивки в местах перехода смежных слоев каната.


<img width=«502» height=«199» src=«ref-1_1185370994-32416.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_4»>

<img width=«502» height=«276» src=«ref-1_1185403410-42206.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">

Рисунок 2.1 Буровая лебедка ЛБУ-1100
К дискам барабана крепятся тормозные шкивы 16 (Приложение А). В рассматриваемой конструкции тормозные шкивы снабжены кольцевой рубашкой для охлаждающей воды. Вода в тормозных шкивах циркулирует по замкнутому циклу. Для этого через устройство 8 на торце вала и трубку, установленную внутри вала, по трубам 20 вода поступает в правый, а затем в левый шкив, из которого по кольцевому пространству между отверстием вала и подводящей трубкой отводится в приемный бак для последующего использования. Пробки 17 в тормозных шкивах служат для слива воды во избежание ее замерзания при длительных остановках лебедки.

Коренные роликовые радиально-сферические подшипники 15 подъемного вала, установленные в расточках корпуса масляной ванны, смазываются густой смазкой через тавотницы 34. Внутренние обоймы роликоподшипников фиксируются па валу распорными втулками, а наружные — торцовыми крышками корпуса подшипника. Для компенсации температурных удлинений вала между корпусом 35 и наружной обоймой 36 одного из подшипников имеется необходимый зазор (узел 1 Приложение А). Радиальные и торцовые лабиринтные уплотнения в крышках служат для удержания смазки в подшипниках.

Цепное колесо 1 тихоходной передачи и шкив шинно-пневматической муфты 12 имеют общую ступицу 2, посаженную на вал на свободно вращающихся роликовых радиально-сферических подшипниках, подобных подшипнику 21. На валу внутренние обоймы подшипников фиксируются втулками. Наружная обойма правого подшипника в расточке ступицы фиксируется от осевых перемещений пружинным кольцом и крышкой. Левый подшипник в ступице устанавливается свободно. Обод 10 шинно-пневматической муфты 12 планшайбой 5 крепится к ступице 6, напрессованной на вал.

Воздух для включения шинно-пневматической муфты 12 поступает через вертлюжок 7, воздухопровод 4 и клапан-разрядник 11. При отказе муфты и в случае недостаточного давления воздуха для соединения муфты используются аварийные болты 9, которые ввертываются в приливы планшайбы и входят в пазы шкива. По правилам безопасности установка аварийных болтов 9 обязательна при использовании буровой лебедки для подъема вышки. Разъемное соединение цепного колеса 1, шкивов 14, 24 и планшайб 5, 26 со ступицами позволяет ремонтировать муфты и заменять цепное колесо без съема напрессованных на вал ступиц.

Кожух 13 предохраняет шкив 14 от попадания масла. Подшипники ступицы 2 смазываются с помощью масленки 3 с трубкой, ввернутой в ступицу. Аналогично на другом конце подъемного вала установлены шинно-пневматическая муфта 25 и цепные колеса 22 «быстрой» скорости лебедки и 23 трансмиссии ротора. Воздух к шинно-пневматической муфте 25 поступает через вал электромагнитного тормоза, вертлюжок 28, отверстие в вале 19, воздухопровод 30 и клапан-разрядник 31.

Кулачковые полумуфты 27 и 29 используются для соединения подъемного вала с валом электромагнитного тормоза. Для устранения биения при вращении крупные детали подъемного вала и вал в сборе подвергаются балансировке. Все болтовые соединения подъемного вала лебедкой законтрены.

Вал 9 привода ротора устанавливается на двух роликовых радиально-сферических подшипниках 1 (рисунок 2.2). Левый подшипник устанавливается в корпусе масляной ванны. Корпус правого подшипника крепится к раме буровой лебедки. Подшипники закрыты фланцевыми крышками, снабженными лабиринтным уплотнением. Ведущее двухрядное цепное колесо 3 вращается от подъемного вала и установлено на ступице 11, закрепленной на валу шпонкой. Ведомое цепное колесо z = 27 выполнено в виде шкива-звездочки 4, свободно вращающейся относительно вала на роликоподшипниках 10.

Планшайба 7 шинно-пневматической муфты 6 с помощью шпонки жестко закреплена на валу 9. Воздух в муфты подводится через вертлюжок 12 и отверстия в вале. В аварийных случаях для соединения муфты могут быть использованы болты 8. На вертлюжке 12 имеется цепная звездочка для привода тахогенератора, контролирующего частоту вращения стола ротора. Противоположная консоль вала 9 может быть использована для соединения с двигателем в случае индивидуального привода ротора. Подшипники смазываются через тавотницы 2 и 5.


<img width=«559» height=«289» src=«ref-1_1185445616-48427.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_51»>

Рисунок 2.2 Вал привода ротора в сборе




2. Расчетная часть
2.1 Расчет и выбор параметров буровой лебедки
К основным параметрам буровых лебедок относятся мощность, скорости подъема, тяговое усилие, длина и диаметр барабана лебедки. От правильного выбора указанных параметров зависят производительность, экономичность, габариты и масса лебедки, которые существенно влияют на эффективность бурения, транспортабельность и монтажеспособность всей буровой установки.

Определяем скорость ходовой струны каната на i-ой скорости по известной зависимости
<img width=«76» height=«24» src=«ref-1_1185494043-166.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">  (2.1.1)
где vi – скорость подъема на i-ой скорости, м/с;

iт.с – кратность оснастки.

По ([3], табл. II.3) iт.с = 14.

Максимальная скорость подъема ограничивается безопасностью управления процессом подъема и предельной скоростью ходовой струны, при которой обеспечивается нормальная навивка каната на барабан лебедки. Для предотвращения затаскивания талевого блока на кронблок из-за ограниченного тормозного пути скорость подъема крюка, согласно требованиям безопасности, не должна превышать 2 м/с.

Для талевых механизмов с кратностью оснастки принимаем tт.с˂10 vmax=2,0 м/с.

Минимальная скорость подъема — резервная и используется для технологических целей: при расхаживании колонн бурильных и обсадных труб; при ликвидации осложнений и аварий, связанных с затяжкой и прихватом бурильных труб; при подъеме колонны труб через закрытые превенторы; при подъеме колонны труб в случае отказа одного из двигателей привода лебедки. Величина минимальной скорости подъема принимается в установленных практикой бурения пределах: vmin=0,2 м/с.

Отношение предельных скоростей определяет диапазон регулирования скоростей подъема лебедки:
<img width=«139» height=«46» src=«ref-1_1185494209-358.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035">  (2.1.2)
Промежуточные скорости подъема определяются из геометрического ряда чисел
<img width=«66» height=«24» src=«ref-1_1185494567-156.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036">  (2.1.3)
где φ-знаменатель геометрической прогрессии.
<img width=«69» height=«28» src=«ref-1_1185494723-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037">  (2.1.4)
где k — число передач.

Разбивка скоростей в геометрической прогрессии позволяет обеспечить относительно равное изменение смежных скоростей, и поэтому большая часть скоростей располагается в зоне низших передач, используемых для подъема колонн бурильных и обсадных труб сравнительно большего веса. Наряду с этим геометрический ряд передач позволяет сохранить степень загрузки буровой лебедки при переходе с одной передачи на последующую.

В соответствии с числом передач прототипа, принимаем k = 6.
<img width=«124» height=«27» src=«ref-1_1185494922-276.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">




Итак, определяем промежуточные скорости подъема:

-вторая скорость
<img width=«268» height=«20» src=«ref-1_1185495198-474.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">
-третья скорость
<img width=«227» height=«24» src=«ref-1_1185495672-389.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">
-четвертая скорость
<img width=«228» height=«24» src=«ref-1_1185496061-392.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041">
-пятая скорость
<img width=«227» height=«24» src=«ref-1_1185496453-384.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">
-шестая скорость окончательно
<img width=«223» height=«24» src=«ref-1_1185496837-380.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">
Определяем скорости ходовой струны каната:

-первая скорость
<img width=«259» height=«22» src=«ref-1_1185497217-376.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044">
-вторая скорость

<img width=«219» height=«22» src=«ref-1_1185497593-343.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">




-третья скорость
<img width=«219» height=«22» src=«ref-1_1185497936-342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046">
-четвертая скорость
<img width=«227» height=«22» src=«ref-1_1185498278-359.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">
-пятая скорость
<img width=«224» height=«22» src=«ref-1_1185498637-348.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">
-шестая скорость

<img width=«223» height=«22» src=«ref-1_1185498985-351.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">


Диаметр барабанавыбираем в зависимости от диаметра талевого каната:
<img width=«115» height=«24» src=«ref-1_1185499336-236.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">  (2.1.5)
где dк-диаметр каната, м.

В соответствии с диаметром каната dк=32 мм ([3], табл. 11.3), применяемом на прототипной лебедке принимаем dк=32 мм.
<img width=«223» height=«24» src=«ref-1_1185499572-377.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">
Принимаем Dб=740 мм.

Диаметр конечного слоя навивкиканата на барабан


<img width=«188» height=«24» src=«ref-1_1185499949-332.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">  (2.1.6)
где α=0,93 — коэффициент, учитывающий уменьшение диаметра навивки вследствие смещения каната в промежутки между витками нижнего слоя;

К-число слоев навивки.

В соответствии с числом слоев навивки К=3 ([3], табл. 11.3), применяемом на прототипной лебедке принимаем К=3.
<img width=«316» height=«20» src=«ref-1_1185500281-500.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">
По допускаемым отклонениям ходовой струны талевого каната длину барабана выбираем в пределах
<img width=«183» height=«27» src=«ref-1_1185500781-387.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">  (2.1.7)
где lб — длина барабана, м;

Н – расстояние между осями подъемного вала буровой лебедки и направляющего шкива кронблока, м.

Принимаем Н примерно равной высоте буровой вышки Н=45 м.
<img width=«235» height=«50» src=«ref-1_1185501168-654.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">
Принимаем lб=1500мм.


2.2 Расчеты на прочность
Расчеты на прочность деталей и узлов лебедки выполняются по тяговому усилию, возникающему при допускаемой нагрузке на крюке, с учетом веса подвижных частей талевого механизма, кратности оснастки и потерь на трение при подъеме.

Определяем наибольший крутящий момент Мкр на подъемном валу лебедки:
<img width=«75» height=«46» src=«ref-1_1185501822-234.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">  (2.2.1)
где N – номинальная приводная мощность лебедки, Вт;

          ωб – угловая скорость вращения барабана, с-1.

Принимаем N = 900*103 Вт.

Угловая скорость вращения барабана определится по формуле
<img width=«205» height=«46» src=«ref-1_1185502056-486.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">  (2.2.2)
<img width=«242» height=«48» src=«ref-1_1185502542-579.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">
Зная максимальный диаметр навивки каната на барабане Dк и наибольший крутящий момент Мкр на подъемном валу лебедки можно вычислить натяжение ведущей ветви каната
<img width=«239» height=«48» src=«ref-1_1185503121-557.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">  (2.2.3)


2.2.1 Расчет на прочность барабана лебедки

После выбора конструкции и определения основных размеров, барабана необходим его расчет на прочность. При навивке каната в стенках бочки барабана возникают напряжения сжатия, изгиба и кручения. В связи с тем что осевой и полярный моменты сопротивления сечения барабана большие, напряжения изгиба и кручения, возникающие в стенке барабана, несущественны. Поэтому расчет проводят только по напряжениям сжатия ([1], с.309)
<img width=«124» height=«46» src=«ref-1_1185503678-348.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">  (2.2.1.1)
где Рв — натяжение ведущей ветви каната, Н;

s — толщина стенки бочки барабана, м;

А — коэффициент, зависящий от числа навиваемых слоев и других факторов;

[σсж]-допустимые напряжения сжатия, Па.

Принимаем по аналогии с прототипом s = 80 мм = 0,08 м.

Допустимые напряжения сжатия материала бочки барабана [σсж]=500МПа ([1], табл. 6), считая, что бочка барабана изготовлена из углеродистой стали 30.

При числе слоев навивки К=3 коэффициент А равен([1], с. 309):
<img width=«144» height=«44» src=«ref-1_1185504026-565.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">  (2.2.1.2)
где λ — коэффициент, зависящий от диаметра каната, модуля его упругости Ек и толщины стенки барабана


<img width=«72» height=«41» src=«ref-1_1185504591-229.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">  (2.2.1.3)
где Е = 2,1*105 МПа —модуль упругости стали;

         Ек — модуль упругости каната, МПа.
<img width=«61» height=«24» src=«ref-1_1185504820-161.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">  (2.2.1.4)
где а=0,33…0,35 ([1], с.157).
<img width=«247» height=«24» src=«ref-1_1185504981-442.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">
<img width=«201» height=«48» src=«ref-1_1185505423-547.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">
<img width=«242» height=«44» src=«ref-1_1185505970-799.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">
<img width=«423» height=«44» src=«ref-1_1185506769-890.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">

Условие прочности выполняется.
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
<img width=«135» height=«48» src=«ref-1_1185507659-352.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">  (2.2.2.1)
Определяем максимальный (на I скорости) крутящий момент на малой звездочке М1
<img width=«289» height=«27» src=«ref-1_1185508011-509.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">  (2.2.2.2)
Частота вращения барабана определится по формуле
<img width=«363» height=«47» src=«ref-1_1185508520-759.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">
Определяем коэффициент эксплуатации цепи
<img width=«143» height=«27» src=«ref-1_1185509279-311.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">  (2.2.2.3)
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).
<img width=«259» height=«25» src=«ref-1_1185509590-450.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">
Определяем предварительно шаг цепи
<img width=«108» height=«54» src=«ref-1_1185510040-429.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">   (2.2.2.4)
где [р]-допускаемое давление в шарнирах, МПа;

m-число рядов цепи.

По ([5], табл. 5.15) принимаем [р]=20 МПа.
<img width=«212» height=«49» src=«ref-1_1185510469-607.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">
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
<img width=«275» height=«47» src=«ref-1_1185511076-667.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> (2.2.2.5)
Окружное усилие




<img width=«318» height=«49» src=«ref-1_1185511743-666.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"> (2.2.2.6)
Сила, нагружающая подъемный вал
<img width=«251» height=«25» src=«ref-1_1185512409-428.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077"> (2.2.2.7)
Рассчитываем профиль зубьев звездочки цепного колеса согласно ГОСТ 591-69, как профиль без смещения центров дуг впадин (рисунок 2.1).
<img width=«345» height=«194» src=«ref-1_1185512837-13119.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_476»>

Рисунок 2.1 Профиль зубьев без смещения центров дуг впадин.
Диаметр делительной окружности
<img width=«283» height=«64» src=«ref-1_1185525956-919.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> (2.2.2.8)
Коэффициент высоты зуба по ([4], табл. 3.5.2) к=0,575.

Диаметр окружности выступов
<img width=«409» height=«56» src=«ref-1_1185526875-1127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080"> (2.2.2.9)


Радиус впадины
<img width=«353» height=«24» src=«ref-1_1185528002-567.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081"> (2.2.2.10)
Диаметр окружности впадин
<img width=«298» height=«27» src=«ref-1_1185528569-489.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> (2.2.2.11)
Радиус сопряжения
<img width=«293» height=«24» src=«ref-1_1185529058-482.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083"> (2.2.2.12)
Половина угла впадины
<img width=«252» height=«54» src=«ref-1_1185529540-677.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084"> (2.2.2.13)
Угол сопряжения
<img width=«244» height=«54» src=«ref-1_1185530217-662.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085"> (2.2.2.14)
Половина угла зуба
<img width=«244» height=«54» src=«ref-1_1185530879-665.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086"> (2.2.2.15)




Радиус головки зуба
<img width=«401» height=«48» src=«ref-1_1185531544-1302.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087"> (2.2.2.16)
Прямой участок профиля
<img width=«497» height=«24» src=«ref-1_1185532846-931.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088"> (2.2.2.17)
Расстояние от центра дуги впадины до центра головки зуба
<img width=«255» height=«24» src=«ref-1_1185533777-440.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089"> (2.2.2.18)
Рассчитываем размеры зубьев и венцов цепного колеса (см. рисунок 2.2).
<img width=«136» height=«143» src=«ref-1_1185534217-4991.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_479»>

Рисунок 2.2. Размеры зубьев и венца.
Радиус закругления зуба
<img width=«236» height=«25» src=«ref-1_1185539208-414.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091"> (2.2.2.19)
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений


<img width=«231» height=«25» src=«ref-1_1185539622-419.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092"> (2.2.2.20)
Диаметр обода наибольший
<img width=«431» height=«48» src=«ref-1_1185540041-913.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093"> (2.2.2.21)
Ширина зуба звездочки
<img width=«308» height=«24» src=«ref-1_1185540954-504.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">  (2.2.2.22)
Ширина венца многорядной звездочки
<img width=«288» height=«25» src=«ref-1_1185541458-473.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">  (2.2.2.23)
Остальные размеры венца назначаем конструктивно.
    продолжение
--PAGE_BREAK--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
<img width=«108» height=«45» src=«ref-1_1185541931-302.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">  (2.2.3.1)
где Кх — коэффициент ослабления сечения.

По ([3], табл. III.3) Кх=1,0 как для вала с одним шпоночным пазом.
<img width=«231» height=«49» src=«ref-1_1185542233-529.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">


<img width=«442» height=«503» src=«ref-1_1185542762-48347.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_424»>

Рисунок 2.2 Схема нагружения подъемного вала и эпюры изгибающих моментов
Определяем полярный момент сопротивления сечения
<img width=«108» height=«45» src=«ref-1_1185591109-304.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">  (2.2.3.2)
где К0 — коэффициент ослабления сечения.

По ([3], табл. III.3) К0=1,0 как для вала с одним шпоночным пазом.
<img width=«223» height=«49» src=«ref-1_1185591413-520.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">


Номинальные напряжения изгиба
<img width=«255» height=«48» src=«ref-1_1185591933-639.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">  (2.2.3.3)
Номинальные напряжения кручения
<img width=«251» height=«48» src=«ref-1_1185592572-612.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">  (2.2.3.4)
Запас прочности при изгибе
<img width=«167» height=«45» src=«ref-1_1185593184-406.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">  (2.2.3.5)
Запас прочности при кручении
<img width=«163» height=«45» src=«ref-1_1185593590-383.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">  (2.2.3.6)
Общий запас на статическую прочность
<img width=«267» height=«52» src=«ref-1_1185593973-724.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">  (2.2.3.7)
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  <img width=«259» height=«48» src=«ref-1_1185594697-615.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106"> (2.2.3.8)
-при кручении <img width=«247» height=«48» src=«ref-1_1185595312-599.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107"> (2.2.3.9)
Предел выносливости стали марки 34ХН1М по ([3], табл. III.5):
-при изгибе  <img width=«244» height=«25» src=«ref-1_1185595911-419.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108"> (2.2.3.10)
-при кручении  <img width=«239» height=«25» src=«ref-1_1185596330-410.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109"> (2.2.3.11)


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 <img width=«367» height=«48» src=«ref-1_1185596740-765.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110"> (2.2.3.12)
-при кручении <img width=«363» height=«48» src=«ref-1_1185597505-750.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111"> (2.2.3.13)
Общий запас прочности по переменным напряжениям
<img width=«251» height=«52» src=«ref-1_1185598255-675.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112">  (2.2.3.14)
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.




    продолжение
--PAGE_BREAK--