<<
>>

Расчет долговечности (ресурса) зубчатой передачи привода лебедки буровой установки БУ 2500-ЭПБМ1 на контактную выносливость

Более всего рабочая поверхность зубчатой передачи подвержена усталостному изнашиванию, обусловленному повторным деформированием микрообъектов материала, приводящего к возникновению и развитию усталостных трешин и дальнейшего его выкрашивания.

При поверхностных упрочнениях развитие усталостных трещин возможно как на поверхности упрочненного слоя, так и под слоем. Вследствие чего наблюдается отслаивание частиц металла [67,68, 107].

Предупреждение преждевременного выхода из строя зубчатых колес из-за усталостного выкрашивания и отслаивания и расчет их долговечности (ресурс) является целью проводимых ниже расчетов на прочность рабочих поверхностей зубьев.

В приводимой методике рассматривается расчет зацепления сцепляющихся зубчатых колес, применимый к передачам с подвижными и неподвижными осями, даны указания к нахождению величин, входящих в основные расчетные зависимости для планетарной передачи.

Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес определяют из выражения 2„ -^о.\75*Е, где Е - модуль упругости материала зубчатого колеса, для сталей при Е = 2.1 * Ю5 МПа принимаем 1г = 190.

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [35]

z _i_ 2COS& (3 22) cosa, \ tga^

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий при ер = 0 (прямозубые передачи) [35]

7-. = (3.23)

Вращающий момент на центральном колесе (на валу двигателя)

"Л = . . Н*м. (3.24)

итс ипщ- ?7тс<п> Л па

где Осм. - сила веса талевого блока и бурильной колонны (с учетом

выталкивающей силы бурового раствора и сил трения), кН;

Нр - приведенный радиус навивки каната на барабан, м;

ит.с. - кратность оснастки талевой системы; ип.щ - передаточное отношение КПП;

17т.с(п)у Т1т - к.п.д.

талевой системы при подъеме бурильной колонны из п свечей и подъемного агрегата с приводом соответственно. Окружная сила на делительном цилиндре

рш^Ш2^=Ш^и^ (3.25)

Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку принимают Ка = 1.25 согласно таблицам 3.1, 3.2 и 3.3 [35].

Коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на усталостную прочность Ка

Таблииа 3.1

Режим нагружения ведомой машины Режим нагружения двигателя рав- с малой со сред- со значи- но- неравно- ней не- тельной не- мер- мерно- равно- равномерно- ный стью мерно-стью стью Равномерный 1.00 1.25 1.50 1.75 С малой неравномерностью 1.10 1.35 1.60 1.85 Со средней неравномерностью 1.25 1.50 1.75 2.00 и выше Со значительной неравномер- 1.50 1.75 2.00 2.25 и выше ностью

Характерные режимы нагружения двигателей

Таблица 3.2 Режим нагружения Виды двигателей Равномерный

С малой неравномерностью

Со средней неравномерностью

Со значительной неравномерностью Элетродвигатель; паровые и газовые турбины при стабильных режимах эксплуатации и небольших пусковых моментах.

Гидравлические двигатели, паровые и газовые турбины при больших часто возникающих пусковых моментах.

Многоцилиндровый двигатель внутреннего сгорания. Одноцилиндровый двигатель внутреннего сгорания.

Характерные режимы нагружения ведомых машин

Со средней неравномерностью

центрифуги; перемешивающие устройства и мешалки для веществ с переменной плотностью; поршневые многоцилиндровые, струйные и дозировочные насосы; экструде-ры; каландры; вращающиеся печи; станы холодной прокатки.

Со ной

неравномерностью

Экструдсры для резины; мешалки с прерывающимся процессом для резины и пластмасс; легкие шаровые мель- ницы; деревообрабатывающие станки (пилы, токарные); одноцилиндровые поршневые насосы; нереверсивные ста- ны горячей прокатки; подъемные машины, значитель- Экскаваторы, черпалки (приводы ковшей, цепных чер- палок, грохотов); тяжелые шаровые мельницы; резиносме- сители; дробилки (для камня и руды); кузнечные машины; тяжелые дозировочные насосы; ротационные буровые машины; брикетные прессы; реверсивные станы горячей прокатки.

Коэффициент, учитывающий влияние проявления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку: при твердости Н > 350НУ 5н определяется по табл.

3.4 [35, 67].

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса я,* для /1-ой степени точности по нормам плавности при модуле т, определяется по табл. 3.5 [35].

Значения коэффициентов 8н и 8р

Передаточное отношение зубчатой пары и Удельная окружная динамическая сила = <% * & * %) * ^ * Н/мм

(3.26)

(3.27)

Значение коэффициента &,

(3.28)

2000 *М^*КЛ

Динамическая добавка уН(я) = Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в

зацеплении до зоны резонанса определяют для прямозубых передач, при вы-

полнении условия

1ЛЛО

1 по4юрмуле

(3.29)

Допуск на погрешность направления зуба і7^ для л-ой степени точности определяется по нормам контакта, при ширине зубчатого венца Ьі из табл. 3.6 [32].

Значение коэффициента Рр

Тая* 36

Степень точности Обо зн. Модуль

777, ММ Ширина зубчатого венца или длина контактной линии, мм

до 40 св 40

до

100 св 100 до 160 св 160

до

250 св 250

ДО

400 св 400

до

630 св 630

до

1000 св

1000

до

1250 3 ОТ 1

до 10 4.5 6 8 10 11 14 16 20 4 рр от 1

до 10 5.5 8 10 12 14 18 22 25 5 от 1 до 16 7 10 12 16 18 22 25 30 6 рр от 1 до 16 9 12 16 20 25 28 32 40 7 Рр от 1

до 25 11 16 20 25 28 32 40 50 8 рр от 1 до 40 18 25 32 40 45 56 - - 9 рр от 1

до 55 28 40 50 63 71 90 - - 10 рр от 1 до 55 45 63 80 100 112 140 - - 11 Рр ОТ 1

до 55 71 100 125 160 180 224 - - 12 Рр от 1

до 55 112 160 200 250 280 355 т - Отклонение положения контактных линий вследствие погрешностей изготовления: = 03*Ур (3.30)

Фяктииеское отклонение пр.тюжения кпиггятгнт^тх линий в начальный период работы передачи: = /ч + (3.31)

1 01425 0.186 тт// „, . — = 0.05139 + + , Н/(мм*мкм)

Удельная нормальная жесткость пары зубьев: при */ = 0 и лс? = 0

(3.32)

'»•2

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи

= 1 +

(3.33)

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев к =1 20

(3.34)

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

Кн0(п) = 1+0* ^нмп) (3.35)

Средняя удельная торцовая жесткость зубьев пары зубчатых колес

с7 =с'*(0.75**я+0.25), Н/(мм*мкм) (3.36)

Предельное отклонение шага зацепления (/^ы и /рьг), для л-ой степени точности по нормам плавности при модуле т и соответствующих делительных диаметрах определяется из табл.

3.7 [32], а суммарное отклонение равно

Значение коэффициента /ф

-10-16 - 67 75 75 85 95 106 -16-25 - 85 95 95 106 106 118 -25 - 40 - - 118 118 132 132 150 -40-55 - - 150 150 170 170 190 11 fpb от 1 до 3.5 56 63 71 80 90 - -

-3.5 - 6.3 71 80 80 90 100 112 - -6.3-10 80 90 100 100 112 125 140 -10-16 - 100 112 112 125 140 160 -16-25 - 125 140 140 160 160 180 -25 - 40 - - 180 180 200 200 224 -40-55 - - 224 250 250 280 280 12 fpb от 1 до 3.5 75 85 95 106 118 - - -3.5-6.3 95 106 106 118 132 150 - -6.3-10 106 118 132 132 150 170 170 -10-16 - 132 150 150 170 180 190 -16-25 - 170 190 190 210 212 240 -25 - 40 - - 236 236 260 260 300 -40-55 - - 300 320 335 375 375 Пределы контактной выносливости ОйНж определяются по выражениям, приведенным в табл. 3.8 [35].

Уменьшение погрешности шага зацепления в результате приработки уа1 = 0.075*/ры (3.38)

А.-—*Л« (3.39)

среднее уа = >я> + Уа2, мкм. (3.40)

Таблица форгкул для определения предела контактной выносливости они,

Таблица 3.8 Способ термической и химико-термической обработки зубьев Средняя твердость поверхностей зубьев Сталь Формула для расчета значений 1. ОТЖИГ, нормализация или улучшение Менее 350 HB Углеродистая и легированная аНнт = 2ННв+70 2. Объемная и поверхностная закалка 38...50 HRC

a///im=17HHRc+200 3. Цементация и нит-роцементация Более 56 HRC Легированная Щіііт — 23HHRC 4. Азотирование 550...750 HV

350 НУ и ап=02 Н ? 350 НУ [35].

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями принимают Кип = 1 - для прямозубых передач.

Коэффициент нагрузки Кнм = ^*А'/гу^>*Ая^*А'//а. (3.41)

(3.42)

Контактное напряжение приКи—\

,МПа

А» ^ и

Расчетное контактное напряжение определяют по формуле

*^К^,МПа. (3.43)

Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной

контактной усталости материала

^ = ^%^2в,МПа

(3.44)

П

где 2т.

— коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла Z/. =1;

2ц - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, для На = 1.25 - 0.63 2д =1, На = 2.5 -1.25 7*=0.95,/?г = 40 -10 2р = 0.9:

7У - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, определяется из рис. 3.2. в пределах 1.00... 1.04 или при Н„ < 350 по выражению 2„(п> = 0.85* ^ и при Ну ^350 по выражению 2У(П) = 0.925* . А также можно определить среднее значение коэффициента 2«, по выражению

7 =

N

(3.45)

! - Нм/*35й 7 5 6»

12

г е го у3м/с

Рис. 3.2. График для определения коэффициента 2*

2х - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, при сі < 700 мм, принимают 2\ =1;

2т - коэффициент учитывающий влияние перепада твердостей материалов сопряженных поверхностей зубьев 2т = 1.

&/ - коэффициент запаса прочности при расчете на контактную выносливость. При отсутствии необходимых фактических статических данных можно применить следующие минимальные коэффициенты запаса прочности: для зубчатых колес с однородной структурой материала $нтт — 1.1; для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев $нтт — 1.2. Для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, значение минимальных коэффициентов запасов прочности следует увеличивать до $нтьгЛ2Ъ и = 1.35 соответственно.

Расчет долговечности (ресурса) зубчатой передачи привода лебедки буровой установки БУ 2500-ЭПБМ1 на изгиб

Л _ 2000 *МЛЛ 2000 *А/^ 1Т „ ЛЛЛ

Окружная сила /<>, = Н. (3.46)

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений: для зубчатых колес, нарезанных фрезой без протуберанца

Гге =3.47 + —-27.9—+ 0.092 *х2 (3.47)

о

Коэффициент, учитывающий наклон зуба Ур = 1 -в0 (3.48)

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Ук =1 для прямозубых передач.

Удельная окружная динамическая сила

Коэффициент, учитывающий влияние проявления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку: при твердости Н < 350НУ =0.016 (табл.

3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса определяют для прямозубых передач, при вы-

пол нении условия < 1 по формуле

* К(п-) Л 4

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

^г,пМкн**$' (3.51)

где Л - 2*т: пок-ячятелк степени

(?Ж (3 52)

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

АУ<тг — К» п.

Коэффициент перегрузки Км = КА*Към*КРа (3.53)

Расчетные напряжения

= (3.54)

Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба и Уг2) для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью зубьев принимают У? = 1 (351.

Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения (Ум и ?,ц) при отсутствии деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности принимают У4 = 1 [35].

Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки зубчатого колеса (Т2/ и Уг2) принимают: для поковок и штамповок Ух — 1, для проката Уя = 0.9 и для литых заготовок У* = 0.8 [35].

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Уа9 при одностороннем приложении нагрузки принимают Уа = \ [35].

Коэффициент, учитывающий технологию изготовления (Ттт и Ут?), поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет различия, принимают Ут= 1 [35].

Предел выносливости при изгибе

сгпшы = *ГЯ1 * ЬГКи *ГА] *Гп и

<Ыы,2 - *Уг2 * Уг2*Уа2 *Ул2 *УТ2, МПа. (3.55)

Допускаемое напряжение

От = Wr, И а„ = 2^1*ГАЛ, (3-56)

О/г,

где Ул- коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (опорный коэффициент), определяется из выражения

Ys= 1.082 - 0.172*lg т\ (3.57)

Yr - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности: для шлифованой и зубофрезерованой поверхности при шероховатости не более Rr. = 40 мкм Yr — 1, для полированной поверхности при цементации, нитроцементации, азотировании Yr = 1.05, при нормализации и улучшении Yr = 1.2, при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертание впадины между зубьями Yr = 1.05, при закалке ТВЧ, когда закаленный слой распределяется на все сечение зуба Yr - 1.2;

Yy - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, определяется из выражения

YXf = 1.05 -0.000125*d, и Yy2= 1.05 -0.000125**6. (3.58)

Sf - коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную выносливость. Для стали 38Х2Н2МА Sf — 1.75; для стали 12X113А Sf — 1.55.

Пределы выносливости зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений и значения коэффициентов ajl!m, 7Р, Yd и Sf приведены в табл. 3.9 [30, 35,109, 110].

Значения параметров o0Fhm* Ygi Yd и Sf для цементированных (12ХНЗА)

и закаленных при нагреве ТВЧ (38X2112МА)

<< | >>
Источник: ЖАБАГИЕВ АСЛАН МУХАМЕДИЯРОВИЧ. РАЗРАБОТКА РАСЧЕТНЫХ МЕТОДОВ ОЦЕНКИ КАЧЕСТВА СПУСКО-ПОДЪЕМНОГО КОМПЛЕКСА БУРОВЫХ УСТАНОВОК / Диссертация. 2002

Еще по теме Расчет долговечности (ресурса) зубчатой передачи привода лебедки буровой установки БУ 2500-ЭПБМ1 на контактную выносливость:

  1. 3.2 Расчет долговечности (ресурса) зубчатой передачи привода лебедки буровой установки БУ 2500-ЭПБМ1 на контактную выносливость
  2. 3.3. Расчет долговечности (ресурса) зубчатой передачи привода лебедки буровой установки БУ 2500-ЭПБМ1 на изгиб
  3. Программа расчета долговечности зубчатой передачи планетарной КПП буровой установки БУ 2500-ЭПБМ1
  4. 2.5.4. Силовой привод лебедки буровой установки БУ 2500-ЭУ
  5. 2.5.5. Силовой привод лебедки буровой установки БУ 2500-ЭП
  6. 2.5.1. Силовой привод лебедки буровой установки БУ 2500-ДГУ
  7. 3. Определения долговечности (ресурса) планетарной коробки перемены передач 3.1. Оценка долговечности (ресурса) зубчатой передачи
  8. 3.4. Влияние аварийных подъемов на ресурс зубчатой передачи
  9. 2.6.5. Влияние типа привода буровой установки на энергетические затраты при СПО
  10. 2.5.2. Оценка затрат машинного времени и энергозатрат при подъеме бурильной колонны за цикл проводки скважины буровой установкой БУ 2500-ДГУ
  11. 2.6. Анализ затрат машинного времени и энергозатрат при подъеме бурильной колонны в процессе проводки скважины буровыми установками с различными типами привода подъемного комплекса
  12. // Ввод данных при расчете на изгибную выносливость
  13. 2.6.3. Оптимизация режима работы КПП при СПО в приводе БУ 2500-ДГУ
  14. 1.3. Анализ методов определения долговечности (ресурса) несущих элементов механических систем