Сообщение об ошибке

  • Notice: Undefined index: zatvori в функции _ctools_entity_field_value_ctools_access_get_child() (строка 58 в файле /home/bavial4/admiralzavod.com/www/sites/all/modules/ctools/plugins/access/entity_field_value.inc).
  • Notice: Undefined index: field_zadvijki_type в функции _ctools_entity_field_value_ctools_access_get_child() (строка 63 в файле /home/bavial4/admiralzavod.com/www/sites/all/modules/ctools/plugins/access/entity_field_value.inc).

Потери на трение в винтовых передачах трубопроводной арматуры

Силы трения в трубопроводной арматуре могут достигать больших значений и должны учитываться при проведении расчета арматуры и оценке усилий, необходимых для ручного или механического управления трубопроводной арматурой.

Особое значение силы трения приобретают при работе автоматически действующей арматуры, где прилагаемые усилия приводов строго рассчитаны.

Учет сил трения может производиться двумя методами: непосредственным подсчетом величины сил трения, действующих в данном узле, и введением коэффициента полезного действия к.п.д., который представляет собой отношение работы полученной к работе затраченной.

В механизмах управления арматурой используются различные передачи: винтовая, зубчатая, червячная, цепная и др.

Силовой расчет необходимо производить с учетом условий работы передач в арматуре. Винтовая передача обычно рассматривается как преобразованная наклонная плоскость. Развернем винтовую линию резьбы шпинделя на плоскость и представим гайку в виде груза А, перемещаемого по наклонной плоскости, образованной развернутой винтовой линией (рис. 1).

Рисунок 1 – Схема винтовой передачи

В работе рассматриваемой передачи следует различать два случая:
1 винт (или гайка) перемещается в сторону, противоположную направлению действия сил сопротивления, что имеет место при закрывании вентиля, когда среда действует «под клапан», и при закрывании задвижек независимо от направления движения среды;
2 винт (или гайка) перемещается в ту же сторону, куда направлено усилие, что происходит при открывании вентиля, когда среда действует «под клапан».

Представим осевое усилие Q0, передаваемое гайкой, приложенным к резьбе шпинделя в точке М на среднем диаметре резьбы dcp (рис. 1), и рассмотрим взаимодействие всех сил, приложенных к шпинделю и приведенных к этой точке.

В точке М усилие Q0 вызывает появление реакции N и силы трения Т = μN, где μ — коэффициент трения. Силы N и Т можно заменить их равнодействующей R, наклоненной к оси шпинделя под углом α + ρ, где α — угол подъема винтовой линии резьбы шпинделя, ρ — угол трения, определяемый из условия tgρ = μ.

К точке М следует приложить усилие Qd, создаваемое моментом, приложенным к маховику при ручном управлении арматурой или к шестерне при наличии электропривода Таким образом, следует считать, что к точке М приложены три силы: осевое усилие Q0, реакция шпинделя R с учетом действия силы трения и окружное усилие Qd.

При равномерном вращении винта треугольник сил, образуемый этими силами, должен быть замкнут (рис. 2, а). Из треугольника сил видно, что Qd = Q0 tg (α + ρ) кгс, а момент на шпинделе, необходимый для закрывания затвора, имеет величину M0 = Q0 (dcp/2) tg(α+ρ) в кгс см, где – (dcp/2) tg(α+ρ) = L — условное плечо момента согласно ГОСТ 9484.

Рисунок 2 – Условия равновесия сил в винтовой передаче

Во втором случае при открывании вентиля, среда в котором действует «под клапан», усилие Q0 сохраняет направление, а направление действия силы трения изменится на противоположное, так как шпиндель будет вращаться в обратную сторону. В соответствии с этим треугольник сил будет иметь другой вид (рис. 2, б), а величина окружного усилия выразится формулой Qd = Q0 tg (α - ρ) кгс.<>br/При условиях самоторможения, когда ρ > α, направление окружного усилия изменится на обратное (рис. 2, в), и, приняв это направление положительным, можно представить усилие Qd в виде Qd = Q0 tg (ρ - α) кгс.<>br/Момент на шпинделе для этого случая M0 = Q0 (dcp/2) tg(ρ - α) в кгс см.
Коэффициент полезного действия винтовой передачи η можно представить отношением: для первого случая

для второго случая

Ориентировочные значения коэффициентов трения при движении для расчетов резьбовых соединений арматуры приведены в табл. 1.

Таблица 1 – Величины коэффициентов трения в резьбе μ для стальных шпинделей, применяемые при силовом расчете арматуры

Материал гайки Материал гайки
Резьба вне среды Резьба внутри изделия (в среде)
при хорошей смазке при слабой смазке
Бронза, латунь, чугун 0,15 0,17 0,20—0,25
Сталь 0,20 0,25 0,30—0,35

При трогании с места расчеты арматуры могут проводиться с применением коэффициента трения, приближенно равного μ’ = μ + 0,1.
В арматуре, работающей на трубопроводах перегретого пара высоких и сверхвысоких параметров, резьбовая пара шпиндель— гайка также нагревается, в связи с чем уменьшается зазор в резьбе и увеличивается коэффициент трения. При температурах резьбового соединения свыше 200° С зазор в резьбовой паре шпиндель—гайка должен быть увеличен по сравнению с нормальным зазором во избежание заедания резьбы.
Некоторые значения коэффициента трения при повышенных температурах (при сухом трении) приведены в табл. 2.

При трогании с места коэффициент сухого трения увеличивается на 30%. В этом случае значения, приведенные в табл. 2, следует умножить на 1,3.
Таблица 2 – Наибольшие значения коэффициента сухого трения μ для некоторых материалов при различных температурах

Материалы деталей μ при t в °С
20  120 225 300
Х18Н10Т—БрАЖМц 0,25 0,28 0,28 0,34
Х18Н10Т—ЖЧ2 0,27 0,26 0,35 -
1Х17Н2—БрАЖМц 0,28 0,28 0,29 0,37
1Х17Н2—ЖЧ2 0,31 0,31 0,33 -
2X13—ЛМцС 0,30 0,37 - -
2X13—БрАЖМц 0,25 0,25 0,30 0,34
2X13—ЖЧ2 0,28 0,28 - -
40Х—БрАЖМц 0,27 0,31 0,33 0,36