Определение тягового усилия инжектора
Максимальное тяговое усилие Qmax, обеспечиваемое транспортером без проскальзывания плашек относительно гибкой трубы, определяется силой трения, действующей между ними, т.е. Qmax = Fтр.
При плоских поверхностях величину силы трения вычисляют по известной формуле
Fтр = kP,
где k – коэффициент трения между плашкой и гибкой трубой; P – усилие прижима плашки к трубе.
Однако использовать приведенную зависимость нельзя, так как контактная поверхность имеет цилиндрическую форму.
Определим силу трения, возникающую между трубой и плашкой на цилиндрической поверхности контакта (рис.15).
Элементарная сила q, приложенная к площадке dl длиной, равной единице, может быть разложена на две составляющие: нормальную к поверхности трубы qn(j) и распирающую плашку qr(j). Сила qn(j) обеспечивает создание силы трения dFтр, действующей в плоскости, перпендикулярной рассматриваемому сечению. Сила qr(j) должна быть учтена при прочностном расчете плашки.
Для площадки с координатой j можно записать
q(j) = q/сosj.
Сила трения, создаваемая на этой площадке,
dFтр = (q/сosj)kdl.
Сила трения, возникающая на поверхности трубы единичной длины, соответствующая углу a охвата ее плашкой,
Так как dl = Rтр.нdj, то при подстановке получаем
Для одной плашки высотой h это выражение будет иметь следующий вид:
Fтр1 =q/сosj)kRтр.нhdj.
В результате преобразований получим
Fтр1 = qkRтр.нh1/сosj)dj = qkRтр.нh[(1/сosj) + tgj].
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.