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:

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:

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.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14