Выбор основных параметров и расчет цепных

Передач на прочность

Цепные передачи буровых установок рассчитывают и проектируют согласно отраслевому РТМ 26-02-14 -82. Число зубьев звездочек выбирают с учетом кинематики буровой установки, передаваемой нагрузки (мощности), габаритов и других конструктивных требований. Число зубьев меньшей звездочки, которая в передачах буровых установок преимущественно является ведущей, ограничивается значениями, приведенными ниже.

В приводе буровых насосов вследствие повышенных требований к плавности работы передач число зубьев меньшей звездочки рекомендуется принимать не менее 25. Число зубьев звездочек влияет на долговечность и надежность цепных передач. С увеличением числа зубьев звездочек повышается линейная скорость цепи и при заданном вращающем моменте пропорционально снижение цепи. При этом одновременно уменьшаются углы поворота в шарнирах цепи и работа сил трения, а также контактное давление и сила удара при зацеплении роликов цепи с зубьями звездочек. Все это благоприятно сказывается не только на долговечности и надежности цепных передач, но и на равномерности вращения и бесшумности работы передачи и должно учитываться при выборе числа зубьев звездочек.

Число зубьев большей звездочки ограничивается смещением цепи по профилю зубьев при износе и вытягивании цепи. При большем числе зубьев даже небольшое вытягивание цепи приводит к значительному смещению цепи по профилю зубьев звездочки. В результате этого нарушается нормальное зацепление и сокращается срок службы цепей. Согласно установившейся практике в буровых установках, число зубьев большей звездочки принимается не более 80-85. Передаточное число не превышает 4.5 и ограничивается допускаемыми габаритами передачи и углом обхвата звездочек цепью.

Предпочтительно нечетное число зубьев звездочек и особенно малой звездочки. Сочетание четного числа звеньев цепи с нечетным числом зубьев звездочек способствует равномерному износу цепи и зубьев. Наиболее благоприятны в отношении износа числа зубьев. Наиболее благоприятны в отношении износа числа зубьев малой звездочки из ряда простых чисел. При отсутствии конструктивных ограничений габаритам число зубьев меньшей звездочки рекомендуется выбирать в зависимости от передаточного числа:

Шаг цепи выбирают в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки. На рис. 17.5 приведена диаграмма предельной частоты вращения меньшей звездочки ненагруженной цепной передачи для нормальных и тяжелых типов цепей различного шага. Превышение установленной для каждого шага цепи предельной и частоты вращения меньшей звездочки не допускается, так как это приводит к преждевременному выходу из строя цепи в результате разрушений и заеданий в ее шарнирных парах. Зная число зубьев и частоту вращения меньшей звездочки, по диаграмме (17.5) можно выбирать необходимый шаг цепи.

При работе передачи под нагрузкой шаг цепи выбирают из условий:

В приводе буровых насосов и ротора, который характеризуется длительным режимом работы nmax= 1/25n;

В приводе подъемного механизма, отличающимся повторно-кратковременным режимом работы nmax=1.11n(n-максимальная частота вращения меньшей звездочки с заданным числом зубьев и выбранным шагом цепи при нагруженной передаче (определяется по рис. 17.5)

При выборе шага цепи учитывают межцентровое расстояние передачи и передаваемую мощность. Для двухзвенных цепных передач выбранный шаг дожжен удовлетворять условию (17.13)

0.0125А= t = 0.05А,

Где А – межцентровое расстояние.

Если по условиям прочности может быть использована цепь с меньшим шагом, ее следует принимать как более предпочтительную по сравнению с цепью большего шага, выбранного по частоте вращения звездочки.

Число рядов выбирают на основе расчета цепи на статическую прочность или выносливость и изностойкость. Цепи рассчитывают на прочность по предельным нагрузкам, вызывающим делу прочности либо пределу усталости:

Рпр= Foпр, (17.14)

Где Р пр – предельная нагрузка; о пр - предельное напряжение;

F – площадь опасного сечения деталей в цепи, зависящая от типа и шага цепи.

Площадь опасных сечений роликовых цепей определяется по формулам:

для внутренних пластин

F =m (b1-dвт) s; (17.15)

для наружных пластин

F= m (b1-d)s? (17.16)

где m – число одноименных пластин в одном ряду; b – ширина проушины внутренней пластины; b1 – ширина проушины наружной пластины;dвт – наружный диаметр втулки;d – диаметр валика;s – толщина пластины.

В расчетах на статическую прочность предельную нагрузку можно найти по пределу прочности материала пластин, а в расчетах на выносливость – по предельной амплитуде напряжений промежуточных пластин. Как указывалось ранее, для цепей буровых установок предельная амплитуда промежуточных пластин

принимается равной 50 МПа.

Зная число зубьев и шаг звёздочки, расчет цепи на прочность удобно выполнять по предельному моменту:

Мпр =Рпр dд/2 =Рпр z1t/2п, (17.17)

Где dд – диаметр делительной окружности; z1 – число зубьев меньшей звездочки; t – шаг звездочки (цепи).

Предельная мощность, передаваемая цепью заданного типоразмера:

Nпр = Мпрw1 = Мпр пn1/30 = 0/1 Мпрn1, (17.18)

Где w1,n1 – Угловая скорость и частота вращения меньшей звездочки.

Цепи рассчитывают на статическую прочность независимо от числа циклов их нагружения. Условие статической прочности цепи определяется выражением

S = Рр/Pmax = (S), (17,19)

где S – коэффициент запаса по разрушающей нагрузке; Рр – разрушающая нагрузка; Рmax – максимальная нагрузка; (S)= 3.5 – допускаемый коэффициент запаса по разрушающей нагрузке.

Максимальная нагрузка на цепь определяется:

в приводе подъемного механизма – по максимальной нагрузке на крюке для соответствующей скорости подъема;

для тихоходной передачи на подъемный вал – по допускаемой нагрузке на крюке;

в приводе буровых насосов и ротора

Рmax = РКп, (17.20)

где Р- нагрузка на цепь, рассчитанная исходя из мощности либо момента, передаваемых насосу и столу ротора, Кn – коэффициент перегрузки.

Нагрузка на цепь или полезное окружное усилие определяется по радиусу делительной окружности звездочки и составляет в зависимости:

от вращающего момента

Р = 2п1000 М/tz; (17.21)

от мощности

Р = 60* 1000N/ tz, (17.22)

где М – крутящий момент, передаваемый звездочкой; Т – мощность, передаваемая цепью, Р – нагрузка на цепь; t- шаг цепи;z – число зубьев звездочки; n - частота вращения звездочки.

Значения коэффициента перегрузки Кп, учитывающего влияние на статическую прочность и выносливость динамических нагрузок, для цепных передач буровых установок с дизель – гидравлическим приводом и электроприводом на постоянном токе приведены ниже.

Рис.17.6. График для определения предельной мощности,

передаваемой одним рядом многорядной цепи типа Н-38,1

При дизель – механическом приводе и электроприводе на переменном токе значения коэффициента перегрузки следует увеличить в 1,2 раза.

Опыт показывает, что при достаточной смазке работоспособность цепных передач лимитируется сопротивлением пластин усталости. Согласно принятым рекомендациям, цепи рассчитывают на сопротивление усталости, если число циклов их нагружения = 10*4. Формулы, определяющие сопротивление цепи усталости, приведены ниже.

Коэффициент запаса

Рис.17.7 График для определения предельного крутящего момента,

передаваемого одним рядом многорядной цепи типа Н- 38,1

Ниже рассматриваются значения величин, входящих в формулы для расчета цепей на выносливость.

На рис. 17.6 и 17.7 приведены графики для определения предельной мощности Nпр1 и предельного крутящего момента Mпр1 на один ряд многорядной цепи типа Н – 38.1 с числом звеньев Lt =100 при базовом числе циклов нагружения No = 5 *10*6. Предельные нагрузки на ролики и втулки соответствуют ограниченному пределу контактной выносливости поверхностных слоев роликов и втулок ограничивается вследствие поверхностного выкрашивания (питтинга), вызываемого трением и ударными нагрузками при входе цепи в зацепление со звездочкой.

Из рассматриваемых графиков видно, что для предотвращения разрушения цепи в случае поверхностного выкрашивания роликов и втулок необходимо ограничить предельные значения мощности и крутящего момента после достижения определенной частоты вращения звездочек, зависящий от заданного числа зубьев звездочки.

Таблица 17.4

Предельные нагрузки для цепей других типов и шага определяются умножением полученных из этих графиков величин на коэффициент шага Кt, значения которого приведены в табл. 17.4.

Число рядов цепи зависит от передаваемой мощности и момента М1, нагружающего цепь. Опытные данные показывают, что сопротивление усталости однорядной цепи на 15-20% больше, чем одного ряда многорядной цепи. Объясняется это тем, что сопротивление усталости однорядной цепи определяется прочностью внутренних пластин, упрочняемых за счет натяга, который создается запрессованными в них втулками. Сопротивление усталости многорядной цепи ограничивается прочностью промежуточных пластин, которые надеваются на валик без натяга и в результате этого обладают пониженным по сравнению с внутренними пластинами сопротивлением усталости. Влияние числа рядов на предельные мощность и момент цепи учитывается коэффициентом рядности Ка:

Отношения Ка/а показывают, что с увеличением числа рядов возрастает степень снижения выносливости одного ряда многорядной цепи по сравнению с выносливостью однорядной цепи. Поэтому шести – и восьмирядные цепи следует применять в тех случаях, когда использование цепей большого шага и меньшей рядности хотя и возможно по прочности, но недопустимо по частоте вращения.

С увеличением числа звеньев в замкнутом контуре цепи возрастает вероятность появления звеньев, обладающих пониженной усталостной прочностью из-за металлургической и технологической неоднородности деталей цепи. В расчетах влияние числа звеньев учитывается коэффициентом длины КL, значения которого приведены на рис 17.8.

 

Рис. 17.8 График для определения коэффициента длины цеп

 

Рис. 17.9 Значения коэффициентов эквивалентности цепей R_э в передачах буровой установки: а – в природе подъемного механизма коробка перемены передач совмещена с лебедкой, установка имеет два насоса; б – в приводе подъемного механизма коробка перемены передач совмещена с приводом, установка имеет один насос

Коэффициент качества цепи Кк учитывает размерность звеньев цепи, приобретенную при изготовлении и эксплуатации. Рекомендуются следующие значения коэффициента качества цепи: по выносливости пластин Кк = 0.85; по выносливости роликов и втулок Кк=1.

Нестационарный режим нагружения цепей учитывается коэффициентом эквивалентности Кэ. приведены на рис. 17.9. Средний срок службы цепей до замены принимается равным 3 годам. Согласно опытным данным, допускаемый коэффициент запаса сопротивления усталости для цепей (n) = 1.1. Относительно небольшой коэффициент запаса прочности можно объяснить ограниченным сроком службы цепей и тем, что единичные перегрузки не приводят к разрушениям цепи от усталости.

Наработка цепи за указанный срок службы, принятая по средним статистическим данным в расчетах Кэ, составляет 3000 ч.

В приводе буровых насосов и ротора наработка цепных передач определяется по машинному времени их работы, а в приводе подъемного механизма – по общей продолжительности спуско -подъемных операций. Для других передач и в случае изменения исходных данных значения коэффициента эквивалентности определяются по методики Уралмашзавода.

Средний ресурс Тч до списания цепи может отличаться от расчетного Тн. В зависимости от фактического запаса прочности n средний ресурс (в ч) определяется по формуле 4

Тч = Тн(n/(n)). (17.27)

При этом средний срок службы до списания цепи (в годах) рассчитывается по формуле

Ти = Тин (Тч/Тн), (17.28)

где Тин = 3000 ч – средний срок службы цепи до списания при n=1,1.

В процессе эксплуатации цепи необходимо периодически осматривать с целью своевременной замены их элементов, подвергшихся преждевременным разрушениям из – за дефектов изготовления. Для цепей с односторонней раскаткой валиков заменяется отрезок цепи с поврежденным элементом и замененные отрезки сокращаются до 3% от длины цепи в звеньях. Запасной комплект на одну передачу в однорядном исполнении определяется по формуле

r = aLtq/100 (l+2), (17.29)

где а – число рядов цепи в виде исключения допускается применение цепи с запасом прочности n= 1,1. В этих случаях средний срок службы цепи будет меньше принятой нормы.

Цепи буровых установок рассчитывают на износостойкость по формуле

где v – скорость цепи, м/с; N – мощность, передаваемая цепью, кВт; (nиз) = 1.1 – допускаемый запас износостойкости цепи; Кс – коэффициент, учитывающий способ смазки:

Ресурс цепи до списания в результате износа