Расчет закрытой косозубой передачи.

Введение.

В процессе бурения, зачастую из-за работы на форсированных режимах, при резких рывках каната, происходит нарушение его правильной намотки на барабан лебедки- так называемое перекрещивание каната. В дальнейшем при его сматывании могут образовываться перегибы каната- так называемые «жучки», после появления которых необходима замена ведущего каната. Таким образом происходит преждевременный износ каната, что в свою очередь ведет к потерям времени, затрачивающегося на процесс его замены.

Для предотвращения всех вышеперечисленных явлений необходимо устройство, которое будет производить автоматическую многовитковую и многорядную укладку каната на барабан лебедки- тросоукладчик.

Использование тросоукладчика повысит производительность труда и увеличит срок полезного использования ведущего троса буровой лебедки.

 

Устройство механизма.

На раме 3 тросоукладчика размещены два параллельных вала 1 и 2, имеющих на левой стороне шестерни 4 и 5 для передачи вращения от верхнего вала 1 к нижнему 2. Оба вала с обоих концов, по окончании рабочей области имеют хвостовики уменьшенного диаметра. Они вращаются в бронзовых втулках 6 внутри рамы, в которые установлены хвостовики этих валов.

Верхний вал 1 играет роль ведущего. На его поверхности выполнены продольные шлицы, посредством которых он входит в зацепление с блоком 7, имеющим на своей торцевой поверхности углубление для троса, а в центре имеющим отверстие равное диаметру верхнего вала внутри продольных шлицов, а также проточки для прохождения в них шлицов вала и размещения в них роликов-подшипников 8, для облегчения горизонтального перемещения блока по верхнему валу.

Нижний вал 2 играет роль ведомого. Посредством шестерней 4 и 5, закрепленных шпоночным соединением 9 и болтами 21 с зажимной шайбой 22, на хвостовиках с левой стороны, крутящий момент передается от верхнего вала к нижнему. Сам вал представляет собой- приводной винтовой вал с бесконечной взаимоперекрещивающейся резьбовой канавкой правого и левого вращения. По нижнему валу перемещается укладывающий барабан 10, который выполнен виде цилиндрической каретки, имеющей три отверстия, через два из которых пропущены штанги 11 направляющего устройства, а через третье, центральное отверстие большего диаметра,-приводной винтовой вал. Кроме того в каретке выполнено радиальное отверстие для установки направляющего сухаря 12, который ведущим выступом 13 входит в паз прямоугольной резьбы приводного винтового вала, при вращении которого, обеспечивается осевое перемещение укладывающего барабана вдоль штанг 11. Крепление направляющего сухаря в радиальном отверстии каретки осуществляется посредством резьбового вкладыша 14 и пружины 15. Поворот направляющего сухаря относительно вертикальной оси при изменении направления осевого перемещения укладывающего барабана обеспечивается за счет цапфы 16, выполненной заодно с направляющим сухарем 12 и установленной во втулке 17. Последняя неподвижно запрессована в резьбовой вкладыш 14. На торцевой поверхности каретки установлен блок с углублением для удержания в нем троса. Блок может спокойно вращаться относительно горизонтальной оси каретки и приводного вала, за счет роликов-подшипников 18 находящихся между ним и кареткой.

Направляющее устройство предназначено для придания укладывающему барабану осевого поступательного перемещения при вращении приводного винтового вала, а также предотвращения поворота каретки относительно его оси, и состоит из двух направляющих штанг 11 и гаек 19 со шплинтами 20, которые предотвращают раскручивание гаек, закрепленных в левой и правой стойки рамы 3.

Для укрепления конструкции рамы, и для предотвращенвыпадания правых концов валов из нее, к раме сверху прикреплена болтами 23 горизонтальная рейка 24.

 

 

Принцип работы механизма.

Тяговый канат располагается между двумя блоками, верхним 7 и нижним 10, таким образом, что при его сматывании или наматывании на барабан лебедки, он за счет силы трения начинает вращать в ту или иную сторону верхний блок 7. Верхний блок в свою очередь находится в зацеплении с верхним валом 1 при помощи шлицов на валу и проточек под шлицы в блоке. Вращаясь, вал вращает закрепленную на его хвостовике шестерню 5, которая передает вращение шестерне 4, закрепленной на хвостовике приводного вала 2 и находящейся с ней в зацеплении. Приводной вал 2, вращаясь начинает перемещать направляющий сухарь 12, закрепленный в каретке укладывающего барабана 10 и входящий в паз его прямоугольной резьбы, обеспечивая осевое перемещение укладывающего барабана 10. При этом его осевое перемещение вместе с тяговым канатом и верхним блоком вдоль барабана лебедки позволяет производить автоматически многовитковую укладку каната на барабан лебедки строго в один ряд. Резьба на приводном валу имеет правое и левое направление, в следствии чего по достижении сухарем 12 крайнего витка резьбы укладывающий барабан меняет направление осевого перемещения, укладывая следующий ряд витков тягового каната на барабан лебедки. Кинематика подобрана так, что каждому полному обороту барабана лебедки соответствует осевое перемещение укладывающего барабана, равное диаметру каната 19 мм.

 

 

Расчет узлов механизма.

Расчет закрытой косозубой передачи.

В качестве шестерней принимаем косозубые колеса, которые по сравнению с прямозубыми обладают большей нагрузочной способностью и быстроходностью. Расчет на прочность зубьев закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем зацепления от 1 мм и выше, выполняют по ГОСТ 21345-87.

Крутящий момент на выходном валу передачи Т₂ мы вывели из параметров станка СКБ-5, исходя из скорости навивки каната на барабан лебедки минимальной и максимальной равных соответственно 0,81 и 3,61 м/с. Т₂=329 Н·м, частота вращения ведущего вала n₁=1044,63 об/мин. Передаточное число получили исходя из необходимости того, чтобы при навивке длины каната, равной длине окружности барабана лебедки, происходило горизонтальное перемещение укладывающего барабана ровно на 19 мм, т.е. на величину диаметра каната, и соответственно при шаге резьбы на винтовом вале равном 19 мм, происходил один оборот ведомого вала. Таким образом передаточное число u= 5,07.допускаемое контактное напряжение материала колеса [σ]н₂=493 МПа, допускаемые изгибные напряжения материала шестерни [σ]F₁=287 Мпа, колеса [σ]F₂ =206 Мпа, колеса расположены симметрично относительно опор.

Расчет. Определяем по условию контактной прочности межосевое расстояние:

a_ω= 430·(u+1)· = 430·(5.07+1)· =135.8, мм,

где =1,07 при =0,4 и соответствующем ψ_bd, который вычисляем по формуле ψ_bd = = =1,214.

Следуя ГОСТу, принимаем ближайшее значение a_ω=140, мм.

Находим модуль зацепления, предварительно задав угол наклона зубьев β=10⁰.

m_n=(0.01…0.02) ·a_ω· =(0.01…0.02)·140· =2.4…3.2, мм.

принимаем стандартный нормальный модуль m_n=2.5, мм.

Определяем суммарное число зубьев передачи:

Z_c= = =110.3

Принимаем Z_c=110 зубьев. Вычисляем число зубьев шестерни и колеса:

Z₁= = =18.12

Принимаем Z₁=18, Z₂= Z_c- Z₁=110-18=92.

Уточняем передаточное число:

U= = =5.1

Отклонение от заданной величины составит:

𝚫U= =0.6%, что допустимо.

Фактический угол наклона зубьев

β= arccos = =10⁰ 49'.

Определяем геометрические параметры передачи:

Диаметр делительной окружности:

шестерни d₁= = =45.82, мм;

колеса d₂= = =234.18, мм.

Диаметр окружности выступов:

шестерни d_a1=d₁+2m_n=45.8+2·2.5=50.82, мм;

колеса d_a2=d₂+2m_n=234.18+2·2.5=239.18, мм.

Диаметр окружности впадин:

шестерни d_f1=d₁-2.5m_n=45.82-2.5·2.5=39.57,мм;

колеса d_f2=d₂-2.5m_n=234.19-2.5·2.5=227.94,мм.

Ширина:

колеса b₂=ψ_ba· =0.4·140=28,мм;

шестерни b₁= b₂+(3…5)=28+(3…5)=(31…33), мм, принимаем b₁=32мм.

Окружная скорость колес

V= = =3.48 м/с.

Назначаем 9-ю степень точности изготовления передачи.

Рассчитываем силы в зацеплении:

F_t1=F_t2= = =2872 H;

F_r1=F_r2= F_{t1· =} 2872· =1064 Н;

F_a1=F_a2= F_t1· =2872· =549 Н.

Проверяем передачу по условию контактной прочности:

σ_Н=Z_H ·Z_M·Z_·𝜀· ⋜[σ_H];

σ_Н=1,738·275·0.78· =471.5 МПа,

где Z_H –коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев, Z_H=1,76· =1,76· =1,738; Z_M- коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, Z_M=275 МПа; Z_·𝜀 –коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии,

Z_·𝜀 = = =0.78;

q_Ht- удельная расчетная окружная сила,

q_Ht= ·K_Hα·K_Hβ·K_HV= ·1.13·1.07·1.05=61.075, Н/мм.

Значения K_Hα, K_Hβ и K_HV даны в табл. 1.6, 1.2 и 1.7 [8]. Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет величину, равную 𝚫σ_Н= ·100%= 4,36%, что не выходит за пределы ранее указанной нормы.

Вычисляем напряжения изгиба у ножки зуба:

σ_F=Y_F·Y_β·Y_𝜀· =3.6·0.92·0.643· = 52.94 МПа,

где Y_F- коэффициент формы зуба,(для шестерни Y_F1=4.2; для колеса Y_F2=3.6); Y_β- коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

Y_β=1- = 1- =0,92;

 

Y_𝜀 –коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

Y_𝜀 = = =0,643;

q_Ft- удельная расчетная окружная сила,

q_Ft= · K_Fβ· K_Fα· K_Fv= ·1.14·1.35·1.14=69.546 Н/мм. Значения K_Fβ, K_Fα и K_Fv даны в табл. 1.9, 1.6, 1.7 [8].

Таким образом, полученные в результате расчета изгибные напряжения значительно меньше допускаемых (σ_F=52.34 МПА⋜[σ_F2]=206 МПа). Расчет на изгиб выполнен для наиболее слабого звена- колеса, т.к. у него отношение [σ_F]/Y_F меньше, чем у шестерни:

= =57.22; = =63.83.

Полученные результаты расчета показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям работоспособности.