Курсовая работа (т): Расчет буровой лебедки

Расчет буровой лебедки

1. Расчет данных для ЭВМ

.1 Определение диаметра каната барабана

Диаметр каната dк определяем по формуле  и округлить до значения, установленного ГОСТ 6636-69.

Назначаем dк = 11 мм.

.2 Определение диаметра и длины грузового барабана лебедки

Диаметр грузового барабана лебедки (мм) предварительно назначаем из условия:б ³ 25dк,б = 25∙10,6=265 мм.б = (1..2) Dб,б = (270..540) мм,

.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана

Вращающий момент на барабане лебедки определяется по формуле:

,

.

Частота вращения барабана (мин-1) вычисляется по формуле:

,

где - скорость каната, навиваемого на барабан;

.4 Выбор электродвигателя

Мощность привода, определяется по формуле:

,

где h - КПД привода, рассчитывается по формуле:

h = hб×hт×hб×hм,

где    hм - КПД муфты, соединяющей валы электродвигателя и редуктора, hм = 0,98 [2, табл.1.1];

hб - КПД быстроходной ступени, hб = 0,97 [2, табл.1.1];

hт - КПД тихоходной ступени, hт = 0,97 [2, табл.1.1];

hб - КПД барабана лебедки, учитывающий потери за счет внутреннего трения в канате и трения каната в контакте с барабаном,

hб = 0,95 [2, табл.1.1].

h = 0,95×0,97×0,97×0,98 = 0,876

Определяем диапазон частоты вращения вала электродвигателя обеспечивающего применение двухступенчатого редуктора

Эквивалентную частоту вращения двигателя можно определить по формуле

,

где i - передаточное отношение редуктора, i = (8..25) с большей частотой вращения двигателя.

Отсюда получаем, nэ = (302..944) мин-1.

Выбираем электродвигатель АИР 160S8/727 [2, табл.4.9].

.5 Определение передаточного отношения приводной станции и редуктора

Передаточное число привода определяется по формуле

,

,

Передаточное число редуктора равно передаточному числу привода

Разработка исходных данных для программы «ATILLA»

Крутящий момент на выходном валу.

Крутящий момент на выходном валу определяется по формуле

Назначение термообработки материала допускаемого контактного напряжения

Так как  выбираем цементацию с азотированием

При , .

Выбираем .

Определение коэффициентов относительной ширины колес

Для несимметричного расположения колес относительно опор коэффициенты относительной ширины колес для тихоходной и быстроходной ступеней при твердости ≥350 НВ назначаются из интервала [1, табл.8.4]: yba= 0,2..0,25, ybaт =ybaб + 0,03;

ybaт = 0,28;

ybaб = 0,25.

Расчет эквивалентного времени работы

Эквивалентное время работы Lhe назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 и находится по формуле:

= mh× Lh,

где Lh - заданный срок службы, час;

mh - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки.

В нашем случае режим нагрузки IV, для которого mh = 0,125 [1,табл.8.9]= 0,125 × 7500 = 937,5 ч.

2. Анализ полученных данных и выбор оптимального варианта компоновки редуктора

Выбор оптимального варианта компоновки редуктора осуществляется по двум критериям:

Условие сборки.

Согласно условию сборки колесо быстроходной передачи должно находиться на расстоянии Δ ≥ 10..15 мм от выходного вала

Условие смазки.

Диаметры колес быстроходной и тихоходной передач должны быть близки по значению для обеспечения эффективного разбрызгивания смазки; кроме того, d2Б < d2Т

Для каждого из 5 предложенных вариантов компоновки проверим эти условия. Как видно из рисунка 2.1, расстояние Δ можно рассчитать по формуле:

,

где aw2 - межосевое расстояние тихоходной передачи;Б - делительный диаметр быстроходного колеса;вых - диаметр выходного вала, который можно приблизительно оценить по формуле

,

где - 15..30 МПа, принимаем =20 МПа.

По стандартному ряду принимаем .

Рисунок 2.1 Схема расположения зубчатых колес в редукторе

Вариант № 12=170 мм; d2Б =184 мм

Вариант № 2=160 мм; d2Б=205 мм

Вариант № 3= 160 мм; d2Б =217,5 мм

Вариант № 4=150 мм; d2Б=237,5 мм

Вариант № 5=150 мм; d2Б =274,72 мм

Вариант № 6= 150 мм; d2Б = 297,88 мм

Из расчетов по условию сборки удовлетворяют только третий вариант компоновки редуктора. Исходя из условия смазки разбрызгиванием, оптимальным вариантом будет вариант №3.

3. Статический расчет редуктора

.1 Расчет частот вращения валов

Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются частотой вращения электродвигателя и передаточными числами зубчатых передач. Для быстроходного вала имеем:

Б = nэ ном = n1Б = 727 мин-1;

Частота вращения промежуточного вала связана с частотой вращения быстроходного вала соотношением

П = nБ/UБ = n2Б = n1Т,

где UБ - передаточное число быстроходной передачи, UБ=5,12;П = 727/5,12 = 141,9 мин-1;

Частота вращения тихоходного вала равна

Т = nП /UТ = n2Т,

где UT - передаточное число тихоходной передачи, UT=3,95;Т = 141,9/3,95 = 35,9 мин-1.

.2 Расчет окружных скоростей

Окружная скорость быстроходной ступени определяется

Б = p×dW1Б× n1Б/(60×103),Б = 3,14×42,5× 727/(60×103) = 1,62 м/с;

Для тихоходной ступени окружная скорость запишется

Т = p×dW1Т× nП/(60×103),Т = 3,14×64,62× 141,9/(60×103) = 0,48 м/с.

.3 Расчет моментов на колесах зубчатых передач и валах

Моменты на колесах одной передачи связаны между собой через КПД зубчатого зацепления hзац=0,98; моменты на колесах сопряженных передач связаны через КПД пары подшипников hп=0,99. Момент на втором колесе тихоходной передачи:

   ,

Т1Т = Т2Т / (UТ×hзац),

Т1Т = 1521,21 / (3,95×0,98) = 392,976 Н·м.

Т2Б = Т1Т / hп,

Т2Б = 392,976 / 0,99 = 396,945 Н·м.

Т1Б = Т2Б / (UБ×hзац),

Т1Б = 396,945 / (5,12×0,98) = 79,11 Н·м,

Твх=Т1Б / hп,

Твх=79,11 / 0,99=79,91 Н·м.

.4 Определение усилий в зацеплении зубчатых передач

На каждое из зубчатых колес редуктора действуют три составляющих усилия в зацеплении: окружная сила Ft, радиальная сила Fr и осевая сила Fa, которые соответственно определяются по формулам:

для шестерни быстроходной передачи

Б = 2×Т1Б×103 / dW1Б, Б = 2×79,11 ×103 / 42,483 = 3724,3 Н;Б = Ft1Б×tg aW,

где aW - начальный угол профиля или угол зацепления, по ГОСТ 13755-81 aW = 20°;Б = 3724,3 ×tg 20° = 1355,5 Н;   

для колеса быстроходной передачи

Б = 2×Т2Б×103 / dW2Б, Б = 2×396,945 ×103 / 217,51 =3649,9 Н;Б = Ft2Б×tg aW,Б = 3649,9 ×tg 20° = 1328,5 Н;

для шестерни тихоходной передачи

Т = 2×Т1Т×103 / dW1Т,          Т = 2×392,976 ×103 / 64,64 =12158,9 Н;Т = Ft1Т×tg aW / cosβ1,

где β - угол наклона зубьев тихоходной передачи, β =12,839°;

Т = 12158,9 ×tg 20° / cos 12,839°= 4538,9 Н;Т = Ft1Т×tg b1;Т = 12158,9×tg 12,839°=2771,1 Н;

для колеса тихоходной передачиТ = 2×Т2Т×103 / dW2Т,  Т = 2×1521,21 ×103 / 255,35 =11914,7 Н;Т = Ft2Т×tg aW/ cosβ1,Т = 11914,7 ×tg 20° / cos 12,839°=4447,8 Н;Т = Ft2Т×tg b1;Т = 11914,7 ×tg 12,839°=2715,5 Н;

Изгибающий момент при перемене осевой силы на ось вала:

Тизг= Fa1Т ∙dW1Т /2;

Тизг= 2771,1∙64,64 / 2=89,56 Н∙м.

4. Разработка эскизного проекта редуктора

.1 Определение диаметров валов и его длиновых размеров

Диаметры валов назначаются исходя из передаваемого ими момента, а также фасок и радиусов скруглений. Для быстроходного вала определяются три диаметра - минимальный диаметр вала на входе d, который необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя; диаметр цапфы вала для установки подшипника dП и диаметр буртика для упора кольца подшипника dБП.

,

 мм

После согласования этого диаметра с диаметром вала электродвигателя IM2081 и рядом нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69), устанавливаем d = 40мм.

Рисунок 4.1. Исполнение электродвигателя IM2081

Рисунок 4.2. Эскизы валов

где t - высота заплечника, t = 2,3 мм.

.

После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников, назначаем dП = 45мм.

,

где r - координата фаски подшипника, r = 2мм (для 209 подшипника).

.

После согласования этого диаметра с рядом нормальных линейных размеров назначаем dБП = 52мм

Для промежуточного вала необходимо также рассчитать диаметры dП и dБП, а также dК - диаметр шейки вала в месте установки зубчатого колеса и dБК - диаметр упорного буртика для зубчатого колеса.

,

.

Согласовав этот диаметр с рядом нормальных линейных размеров, устанавливаем dК = 50 мм.

,

.

После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников, назначаем dП = 45мм.

,

.

Уточняем, т.к. неравенство dК ≥ dБП не выполняется, принимаем К = 52мм;

,

где f - размер фаски колеса, f=2 мм.

.

Расчет диаметров тихоходного вала аналогичен расчету диаметров быстроходного вала; для удобства осевого фиксирования зубчатого колеса, также для этого вала рассчитаем диаметр упорного буртика для колеса.

,

.

Устанавливаем d = 60мм.

,

.

После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников, назначаем dП = 70мм.

,

.

Устанавливаем dБП = 80мм.

Уточняем, т.к. неравенство dК ≥ dБП не выполняется, принимаем К = 80мм;

.

Из ряда нормальных линейных размеров выбираем dБК = 90мм.

Длина конца вала определяется по формуле:

мм.

По ГОСТ 12080-66 для тихоходного цилиндрического вала принимаем d = 60 мм, l = 140 мм.

Для конического быстроходного конца вала по ГОСТ 12081-72 принимаем d = 40 мм, l1 = 110 мм, l2 = 82 мм, d1 = М24 мм.

4.2 Геометрические расчеты зубчатых колес

Необходимо определить диаметры окружностей вершин da1 и da2, диаметры окружностей впадин df1 и df2, коэффициент торцевого перекрытия ea, коэффициент осевого перекрытия eb, а также суммарный коэффициент перекрытия e для каждой из двух ступеней. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля a = 20°, коэффициент головки (ножки) зуба * = hf* = 1; коэффициент радиального зазора с* = 0,25.

Диаметры окружностей вершин вычисляют по формуле

= d + m × (2×ha* + 2×x),

где m - модуль зубьев соответствующей передачи, mБ = 2,5, mТ = 3;

х - коэффициент смещения исходного контура, хБ = хТ = 0.

Для быстроходной ступени:

Б = d1Б + mБ × (2×ha* + 2×xБ),Б = 47,5 + 2,5 × (2×1 + 2×0) = 52,5 мм,Б = d2Б + mБ × (2×ha* + 2×xБ),Б = 222,5 + 2,5 × (2×1 + 2×0) = 227,5 мм.

Для тихоходной ступени:

Т = d1Т + mТ × (2×ha* + 2×xТ),Т = 71+ 3 × (2×1 + 2×0) = 77 мм,Т = d2Т + mТ × (2×ha* + 2×xТ),Т = 261,35 + 3 × (2×1 + 2×0) = 267,35 мм.

Диаметры окружностей впадин вычисляют по формуле

= d - m × (2×hf* + 2×c* - 2×x),

Для быстроходной ступени:

Б = d1Б - mБ × (2×hf* + 2×c* - 2×xБ),Б = 37 - 2,5 × (2×1 + 2×0,25 - 2×0) = 30,75 мм,Б = d2Б - mБ × (2×hf* + 2×c* - 2×xБ),Б = 212 - 2,5 × (2×1 + 2×0,25 - 2×0) =205,75 мм

Для тихоходной ступени:

Т = d1Т - mТ × (2×hf* + 2×c* - 2×xТ),Т = 58,6 - 3 × (2×1 + 2×0,25* - 2×0) = 51,1 мм,Т = d2Т - mТ × (2×hf* + 2×c* - 2×xТ),Т = 248,85 - 3 × (2×1 + 2×0,25 - 2×0)=241,35 мм.

Коэффициент торцового перекрытия для быстроходной ступени вычисляются по формуле

,

где z1 - число зубьев шестерни, z1Б = 17,- число зубьев колеса, z2Б = 87.

,

.