После подстановки значений угла получим выражение для силы трения, создаваемой плашкой на контактной поверхности при изменении угла j от нуля до максимума,
Fтр1 = qkRтр.нhln[(1/сosjmax) + tgjmax],
где jmax – половина угла охвата трубы плашкой.
Так как угол охвата трубы плашкой составляет 2jmax, то выражение будет иметь вид
Fтр1 = 2qkRтр.нhln[(1/сosjmax) + tgjmax].
В практических расчетах удобнее вычислять силу трения, обеспечиваемую парой плашек, прижатых к трубе с двух противоположных сторон. В результате значение силы трения должно быть удвоено:
Fтр1 = 4qkRтр.нhln[(1/сosjmax) + tgjmax].
Величина распределенной нагрузки q может быть определена как
q = P/hb = P/Rтр.нh2sinjmax.
После подстановки в получим
Fтр1 = 2Pkln[(1/сosjmax) + tgjmax]/sinjmax.
Таким образом, криволинейный профиль плашки в формуле для определения силы трения может быть учтен с помощью коэффициента
hф = ln[(1/сosjmax) + tgjmax]/sinjmax,
а окончательная формула примет традиционный вид:
Fтр1 = 2Pkhф.
Для упрощения расчетов можно пользоваться величиной коэффициента hф, зависящей только от угла охвата трубы плашкой jmax:
|
Угол захвата трубы плашкой jmax, градус ............................................................. |
20 |
30 |
40 |
50 |
|
Коэффициент hф ....................................... |
1,042 |
1,099 |
1,187 |
1,320 |
|
Угол захвата трубы плашкой jmax, градус ............................................................. |
60 |
70 |
80 |
85 |
|
Коэффициент hф ....................................... |
1,521 |
1,847 |
2,474 |
3,143 |
Максимальное тяговое усилие Qmax, создаваемое транспортером при перемещении трубы, определяется суммой сил трения, создаваемых плашками, находящимися в контакте с поверхностью трубы, т.е.
Qmax = SFтрn,
где n – число пар плашек.
Если усилие прижима плашек к трубе одинаковое, то максимальное тяговое усилие может быть рассчитано по формуле
Qmax = 2Pmaxkhфn.
Величина максимального усилия, прилагаемого к плашке, Pmax может быть определена исходя из условия прочности трубы, сжатой плашками.
При проектировании устройств для перемещения трубы приходится решать обратную задачу – определять необходимое число пар плашек, которые могут обеспечить заданное тяговое усилие.
Алгоритм решения этой задачи следующий:
а) исходя из геометрических размеров поперечного сечения трубы и прочностных свойств материала, из которого она изготовлена, определяют максимально допустимое усилие [Pmax], которое может быть приложено к плашкам;
б) по заданной величине тягового усилия транспортера Qmax с учетом коэффициента трения k и предполагаемого угла охвата плашками трубы устанавливают необходимое число пар плашек, которые должны быть прижаты к трубе одновременно.
Решение задачи усложнено тем, что транспортер будут использовать с колоннами гибких труб, изготовленных из материалов с различными прочностными характеристиками, поэтому его конструкция должна обеспечивать создание номинального тягового усилия для различных колонн.
Для удовлетворения этого условия число плашек следует определять, исходя из условий работы с трубой, имеющей минимальные прочностные характеристики, а размеры гидравлических цилиндров и давления в них, – исходя из максимальных значений этих характеристик:
n = Qmax/2Pmaxsminkhф.
Расчет режима работы
гидропривода транспортера
Две бесконечные цепи транспортера приводятся в действие гидромоторами типа 3102.112 через планетарные редукторы. Технические характеристики гидромотора следующие:
|
Объем рабочей камеры, см3 ................................................................................. |
112 |
|
Номинальная частота вращения вала, об/мин ............................................ |
1500 |
|
Номинальный расход жидкости, л/мин ........................................................ |
175 |
|
Номинальный перепад давления для гидромотора, МПа ....................... |
20 |
|
Максимальное давление на входе в гидромотор, МПа ............................ |
35 |
|
Крутящий момент гидромотора, Н: номинальный ........................................................................................................ страгивания ........................................................................................................... |
342 258 |
|
Номинальная мощность насоса, кВт ............................................................... |
58,4 |
|
Коэффициент подачи для насоса в номинальном режиме, %, не менее .................................................................................................................................. |
95 |
|
Гидромеханический КПД для гидромотора в номинальном режиме, %, не менее ................................................................................................................. |
96 |
|
КПД в номинальном режиме, %, не менее: насоса ...................................................................................................................... гидромотора .......................................................................................................... |
91 92 |
|
Масса без рабочей жидкости, кг, не более .................................................... |
31 |
Усилие, развиваемое транспортером, при работе двух гидромоторов при их номинальном давлении
P = 2Мкр.ном/R,
где Мкр.ном – крутящий момент на валу каждой из ведущих звездочек транспортера; R – радиус звездочки (R = 114 мм).
Момент
Мкр.ном = Мг.м.номi,
где Мг.м.ном – крутящий момент, развиваемый гидромотором, при номинальном давлении, i – передаточное число редуктора, установленного между гидромотором и звездочкой (i = 24).
При работе гидромотора с перепадом давления, отличающимся от номинального значения, крутящий момент, развиваемый гидромотором,
Мг.м = Мг.м.номРг/Рном,
где Рном – давление, соответствующее номинальному крутящему моменту на валу гидромотора; Рг – рабочее давление в гидроприводе.
Аналогичные зависимости имеют место и для страгивающего момента. Окончательно усилие, развиваемое транспортером при постоянном движении (при номинальном режиме работы гидромотора),
P = 2Мг.м.номi/R = 2×342×24/0,114 = 144 кН.
Усилие, действующее на гибкую трубу при страгивании,
P = 2Мг.м.стрi/R = 2×258×24/0,114 = 108,63 кН.
3.2. Барабан (лебедка)
Определение емкости барабана
Емкость барабана определяется его габаритами и диаметром гибкой трубы, наматываемой на него (рис. 16, а). Габариты барабана – внутренний Dб.в и наружный Dб.н диаметры, длина рабочей части Lб.
При проектировании внутренний диаметр барабана устанавливают, исходя из опыта эксплуатации аналогичных установок, обычно Dб.в = 1600 мм для труб диаметром 25 мм, наружный диаметр принят из конструктивных соображений – возможности установки барабана на конкретное автомобильное шасси – Dб.н = 1900 ¸ 2400 мм, длина рабочей части барабана Lб = 1200 мм.
Число рядов труб, наматываемых на барабан, определяют по формуле
Z = (Dб.н – Dб.в)/2dтр,
откуда
Z = (1900 – 1600)/2×25 = 6.
Число витков трубы, намотанной на барабан в одном ряду,
i = [Lб/(dтр + as)] – 1,
где as – сумма допуска на овальность трубы и зазора между трубами (as = 1 мм),
отсюда
i = [1200/(25 + 1)] – 1 = 45.
Емкость барабана рассчитывают по формуле
L = piZ(Dб.в + dтрZ) = 3,14×45×6×(1600 + 25×6) = 1483 м.
Масса трубы, намотанной на барабан,
Mтр = Lqтр,
где qтр – масса 1 м трубы.
Для 1 м трубы при ее диаметре 25 мм и толщине стенки 2 мм qтр = 1,435 кг, а соответственно при 33 мм и 3 мм qтр = = 2,808 кг.
Для труб диаметрами 25 и 33 мм их массы соответственно будут
Mтр = 1483×1,435 = 2128 кг;
Mтр=1483×2,808 = 4164 кг.
|
|
|
|
Рис. 16. Кинематическая схема барабана для наматывания колонны гибких труб и их укладчика при использовании планетарного редуктора (а) и цепной передачи (б): 1 – цепная передача привода механизма укладки КГТ (Z1, Z2 – число зубьев звездочек); 2 – каретка; 3 – ходовой винт; 4 – катушка; 5 – планетарный редуктор; 6 – гидравлический мотор. |
||
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14
