Курсовая работа (т): Расчет буровой лебедки
,
где NFG - предел изгибной выносливости, для сталей NFG = 4·106;-
эквивалентное число циклов нагружения.
,
где μF - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки. Для IV
режима нагрузки и объемной закалки mF = 0,016 [1,табл.8.10].
,
,
,
,
,
.
Расчет рабочих фактических напряжений
Величины рабочих контактных напряжений одинаковы для шестерни и
колеса, поэтому расчет выполняют только для шестерни. Контактное напряжение в
зацеплении определяется по формуле:
где Eпр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Епр = 2,1×105 МПа;
Т1 - момент на шестерне передачи, Т1Т = 392,976Н×м;- передаточное число передачи, uТ = 3,95;- коэффициент нагрузки.
При расчете косозубой передачи коэффициент ZHb
определяется по формуле:
,
где KHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
зависящий от степени точности, KHa = 1,75
Коэффициент нагрузки KH представляется в виде
= KHb × KHV,
где KHb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения, от параметра ybd
= bw / dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая
ybd
= 0,72 и KHb
= 1,11 [1, рис. 8.15]- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в
зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V;
для V = 0,48 м/с KHV = 1,03 [1, табл. 8.3]= 1,11 × 1,03 = 1,1322
.
Изгибные напряжения в основании зубьев прямозубых колес определяются по формулам:
для шестерни:
sF1 = YF1 × ZFb × Ft × KF / (bw × m),
где ZFb - коэффициент, вычисляемый по формуле
b = KFa × Yb / ea
a - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KFa =1,75 [1, табл. 8.3];b - учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством
b = 1 - b° / 140°;b = 1 - 12,839° / 140° = 0,91b = 1,75 × 0,91 / 1,636 = 0,973;
- коэффициент, учитывающий форму зубьев, YF1 = 4,05
[1, рис 8.20] при Zv1=22,65;
Коэффициент нагрузки KF представляется в виде
= KFb × KFV,
где KFb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения, от параметра ybd = bw / dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая ybd = 0,72 и KFb = 1,15 [1, рис. 8.15]- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V; для V = 0,48 м/с KFV = 1,03 [1, табл. 8.3]= 1,15 × 1,03 = 1,173.
для колеса:
sF2 = sF1 × YF2 / YF1,
где YF2 - коэффициент, учитывающий форму зубьев, YF2 = 3,75
[1, рис 8.20; при Zv2 = 89,54]
sF1Т = 4,05 ×0,973 × 12158,9 × 1,173 / (46,3 × 3) = 404,6 МПа,
sF2Т = 404,6 × 3,75 / 4,05 = 374,6 МПа.
Сравнение фактических и допускаемых контактных и изгибных напряжений. Вывод о работоспособности.
Чтобы проверить работоспособность передачи, необходимо сравнить
допустимые и рабочие контактные напряжения. Критерий прочности по контактным
напряжениям:
МПа < 1685 МПа
Недогруз составляет 7,22%, что находится в пределах нормы.
Критерий прочности по напряжениям изгиба:
Оба критерия выполняются, следовательно, передача работоспособна.
6. Проверка промежуточного вала на усталостную прочность
буровая лебедка редуктор
6.1 Определение запаса прочности вала
Отметим расстояния, которые используются для построения эпюры:- расстояние от опоры А до середины колеса, l1 = 49 мм;- расстояние от опоры А до середины шестерни, l2 = 104,15 мм;- расстояние между опорами, l3 = 160,65 мм.
Расчетная схема нагружения вала в вертикальной плоскости и
определение реакций в опорах и эпюры изгибающих моментов:
;
Н.
;
Н.
Эпюра изгибающих моментов
;
Нм.
;
Нм.
;
Нм.
Расчетная схема нагружения вала в горизонтальной плоскости и
определение реакций в опорах и эпюры изгибающих моментов:
Н.
;
Н;
Эпюра изгибающих моментов
;
Нм.
;
Нм.
Эпюра кручения:
Определим суммарный момент в опасном сечении.
На данном валу можно выделить два опасных сечения т.к. в их
изгибающий момент наибольший, имеются концентраторы напряжения это шпоночный
паз зубчатого колеса и шестерни.
;
Нм.
;
Нм.
Определим суммарные реакции в опорах
;
Н.
;
Н.
Рисунок 6.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов
.2 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в
сечении
В большинстве случаев сложно определить действительный цикл нагрузки в условиях эксплуатации. Тогда расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, следовательно цикл напряжения принимаем симметричным для напряжения изгиба, и отнулевым для напряжения кручения.
σ-1 и τ-1 - пределы выносливости
Принимаем материал вала, как у шестерни - сталь 20х, 
=650
МПа.
;
;
;
где Кσ и Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, Кσ = 1,7, Кτ = 1,4 [1, табл. 15.1];
Кd- коэффициент, масштабного фактора, Кd = 0,82 [1, рис. 15.5];
КF - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,
КF = 1[1, рис. 15.6];
ψσ и ψτ - коэффициенты,
корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на
сопротивление усталости; их величины зависят от механических характеристик
материала
σа и τа - амплитуды переменных составляющих циклов нагружений, а σm
и τm - постоянные составляющие.
;
;
.
Т.к. 
то
обеспечивается необходимая работоспособность вала по усталостной прочности и не
требуется расчета по жесткости.
;
;
;
Т.к. 
то
обеспечивается необходимая работоспособность вала по усталостной прочности и не
требуется расчета по жесткости.
7. Проверка правильности выбора подшипников
При частоте вращения n ≥ 10 мин−1 расчет производится по динамической грузоподъемности. Для промежуточного вала мы выбрали подшипник 209 динамическая грузоподъемность Cr = 33,2 кН; статическая грузоподъемность С0r = 18,6 кН.
Реакции в опоре А и В равны
Н.
Н.
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется уравнениями:
(5.34)
где V - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника
вращается, в нашем случае равен 1, так как вращается внутреннее кольцо
подшипника;- осевая сила, равная осевой силе зубчатого зацепления; =2771,1 Н.-
радиальная сила, равная максимальной радиальной реакции опоры B, FrА = RА =
6923,1 Н; FrВ = RВ = 9211,2 Н;- коэффициент осевой нагрузки, В = 0 (для опоры
В), YА = 1,15 (для 
,
e=0,38,
)
(для опоры А);- коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1 (для опоры В),
Х = 0,56 (для опоры А);
КБ - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, КБ = 1,3 [2, табл. 7.4];
КТ - температурный коэффициент, равный 1 [2, стр. 107]
Дальнейший расчет будем проводить по более нагруженной опоре В
,
где а1- коэффициент надежности, а1=0,8;
а2-обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и
условий эксплуатации, а2=1;
,
мл
об.,
Полученное значение Сгр = 25,7 кН базовой меньше динамической
грузоподъемности подшипника Cr = 33,2 кН, следовательно, подшипник 209
обеспечивает необходимую грузоподъемность.
8. Подбор и расчет шпоночных соединений
Для передачи вращающего момента в соединениях зубчатых колес с валами и на концах валов используем призматические шпонки ГОСТ 23360-78. Подбор шпонки заключается в выборе по стандартам ширины шпонки b и высоты h, а также в определении рабочей длины lр и длины шпонки lш. Для нашего редуктора необходимо четыре шпонки - по одной на каждом из концов и по одной под каждым из колес зубчатой передачи.
Принимаем [σсм] = 110 МПа ([σсм] = 80..150 МПа (для переходных посадок)), определим параметры шпонок:
на конце быстроходного вала (для диаметра 40), устанавливается
шпонка сечением 10х8 мм [2, табл. 24.32].
Из сортамента шпонок принимаем 
, следовательно, на
конец быстроходного вала устанавливаем шпонку 10х8х20 ГОСТ 23360-78.
на конце тихоходного вала (для диаметра 60) устанавливается шпонка
сечением 18х11 мм [2, табл. 24.32].
Выбираем из сортамента длину шпонки 
мм.
Из сортамента выбираем шпонку 18х11х110 ГОСТ 23360-78.
Под быстроходным колесом (для диаметра 50) устанавливается шпонка
сечением 14х9 мм [2, табл. 24.29]. Рабочая длина шпонки:
Выбираем из сортамента длину шпонки 
мм.
Чтобы условие выполнялось, примем длину шпонки равной 40, тогда,
Из сортамента примем две шпонки сечением 14х9х40 ГОСТ 23360-78.
Под тихоходным колесом (для диаметра 80) устанавливается шпонка
сечением 22х14 мм [2, табл. 24.29]. Рабочая длина шпонки:
Выбираем из сортамента длину шпонки 
мм.