§ 4. Расчет узлов лебедок

Натяжение ведущей ветви Р_ъ, скорости свивки v_c я навивки V; каната на барабан лебедки, число скоростей k, продолжительность отдельных операций, диаметр каната d_K и число струн в оснастке i являются исходными величинами при определении размеров, проч­ности и долговечности отдельных узлов буровых лебедок.

Барабан главного подъемного вала. Для определения размеров барабана прежде всего необходимо найти его диаметр D_fi. Долговечность каната обеспечивается соблюдением определенных отношений диаметра барабана D₆ к диаметру каната d_K. Официальными нормами правил Госгортехнадзора СССР узако-

Df, нено минимальное значение отношения —~ ; для подъемных ле-

"л бедок при среднем и тяжелом режимах работы />_й = (25 -ь 30) d_k.

В буровых лебедках нижний предел принимают несколько мень­шим, относя это соотношение к среднему диаметру, т. е.

/>_e=(20-s-30K. (VIJI-1)

Длина каната L_K, наматываемая на барабан, зависит от высоты подъема крюка ft, т. е. от высоты вышки и количества ветвей в ос­настке /.

Потребная канатоемкость барабана

где Z₀—длина каната, не сматываемая с барабана при нижнем по ложении крюка (запасная)

226

Здесь С —число запасных витков каната на барабане; прини­мается не менее 5.

Длина /₆ барабана лебедки зависит от высоты вышки //, опреде­ляющей угол К отклонения (девиации) каната (рис. VIII-9).

l₆ = 2Htgh. (VIII-4)

Практикой эксплуатации буровых лебедок установлено, что при многослойной навивке каната на гладкий барабан без канато-укладчика равномерная навивка обеспечивается при Я — 45' ч- 1° и этот угол не должен быть больше угла 6 подъема винтовой линии укладки каната. Так как

tge=

d_K , 2ITd..

(VIII-5)

—Ь— ТО L- "^ '

nD_r.' ^б ~^ nD,-,

зонтальная сила

При А. > 1° витки каната неплотно укладывают­ся друг к другу от реборды и средней линии и на­оборот; при навивке от середины к реборде уклад­ка идет более плотно вследствие того, что при от­клонении каната возникает составляющая гори-

JV,

действующая всегда по

направлению середины барабана, т. е. нейтраль­ного положения каната. Прл навивке каждого после­дующего слоя канат движется в направлении, про­тивоположном предыдущему слою и часть верхнего ряда с менее плотной навивкой укладывается на часть нижнею ряда с более плотной и наоборот, что приводит к врезанию каната между рядами и его порче.

Рис. УШ-9. От­клонение кана­та от средней линии при на­вивке.

При 'л, < 45 горизонтальная составляющая сила Л*_в недостаточна для отталкивания каната от реборды, в результате происходит набегание одного витка на другой, а срыв витка с витка приводит ^к Удару и порче каната. Число витков в одном ряду

^т = Тв> (VIII-6)

где р—коэффициент плотности укладки; р= 1,05 = 1,1.

Приближенное число слоев навивки каната без учета смятия в рядах может быть определено из формулы

D₍

Число слоев s > 5 не рекомендуется, так как увеличивается износ каната.

В лебедках последних конструкций число навиваемых на барабан слоев каната составляет 2—4 против 5—7 в старых, диаметры

15* 227

барабанов увеличины до 700—900 мм вместо 500 — 600 мм и длина до 1000— 1600 мм вместо 600— 800мм.

Фактическая канатоемкость барабана L зависит от длины каната, навиваемого на каждый ряд, числа слоев навивки, диаметра барабана и каната. для первого ряда

для второго ряда

L₂ для третьего ряда

L₃ для любого ряда

L = лт [D₆ + d_K (2z — 2) d_sa].

Общая длина каната, наматываемого на барабан, Ь_вф -- nmz [D₆ + < + (2-1) d.a],

где a — коэффициент, учитывающий расстояние между слоями на­вивки каната при гладком барабане, равный 0,9—0,93.

Общая длина каната для оснастки талевой системы

где Д„ — диаметр шкива талевой системы;

1_К — запасная длина со стороны закрепленной ветви, перема­тываемой на барабан по мере износа каната (обычно составляет 100 — 400 м).

Определив основные размеры барабана, рассчитывают его детали на прочность.

Напряжение в стенке барабана. При навивке каната в стенко барабана возникают сложные напряжения от изгиба, кручения и сжатия барабана канатом. Если определяется напряже­ние в стенке, то барабан рассматривается как цилиндр, находящийся под действием внешнего давления д, создаваемого натяжением каната /*_в. В барабанах с ребрами жесткости учитывается также влияние только поперечных ребер.

Барабаны рассчитывают общепринятыми методами; при этом напряжения кручения вследствие небольшой величины не учиты­ваются.

Тонкостенные барабаны, не имеющие ребер жесткости, могут разрушится вследствие потери устойчивости стенки. В этих случаях критическая нагрузка сжатия определяется как для круглого кольца, нагруженного равномерно распределенным внешним давлением.

В сварных барабанах швы рассчитываются на срез и изгиб. В литых переходы ныполняются плавными, толщина стенок — равномерной во избежание появления усадочных трещин и раковин.

228

Расчет подъемного вала

В процессе работы лебедки подъемный вал систематически вклю­чается и затормаживается, при этом величины действующих усилий п моментов не остаются постоянными. Эти обстоятельства вызывают необходимость расчета вала как на статическую прочность, так и на долговечность.

Расчет вала на статическую прочность ведется по общеприня­той методике по наибольшему кратковременно действующему уси­лию в ведущей ветви каната при максимальном диаметре навивки каната на барабан. Ступицы, передающие крутящий момент, кре­пятся на валу на шпонках и посадке. При расчете учитывается то, чтобы каждая из этих деталей могла передавать полный крутящий момент, т. е.

где Л/_ш, Л/_п и Л/_кр_ _ет — крутящие¹ моменты, передаваемые шпонкой

посадкой и максимальный действующий.

Подъемный вал на долговечность рассчитывается по наибольшему усилию в ведущей ветви -P_BmaY, возникающему во время подъема бу­рильной колопны наибольшей массы в процессе бурения скважины, принятой за базовую. При этом учитываются коэффициент долго­вечности К и коэффициент К_кх изменения изгибающего момента подъемного вала в зависимости от перемещения каната вдоль бара­бана.

^ -^,.ш«*, (viii-ii)

где D_6i —средний диаметр навивки каната; К — коэффициент долговечности

К Р

Здесь P_BT — усилие в ведущей ветви при работе на д:-ой ступени; К_кх — коэффициент, учитывающий влияние перемещения ка­ната вдоль барабана;

К.

^:T^_m+7(Tv^)' (viiM3>

-отношение напряжений о'_х (или усилий) в рассчитываемом сечении вала между опорами к напряжении) о".,., возника­ющему при работе на х-ой ступени

т — показатель степени кривой выносливости.

После определения моментов изгиба и кручения находят экви­валентные напряжения по изгибу и кручению и общий запас проч­ности по долговечности, как указывалось ранее.

Для валов лебедок коэффициент запаса прочности по долговеч­ности выбирают в пределах 1,3 -г- 1,5.

Расчет деформаций вала определяется известными способами для следующих случаев нагружения.

1. При полной грузоподъемности:

а) талевый канат находится у правой реборды барабана;

б) талевый канат располагается у левой реборды барабана;

2. При действии на подъемный вал сил тяжести масс находящихся на нем деталей.

Для этих случаев строятся эпюры изгибающих моментов и опре­деляются прогибы. По величине прогиба проверяется угол поворота Ф осл вала в подшипниках.

Для сферических роликоподшипников, обычно применяемых в буровых лебедках,

<Р—£*£0,05, (VIII-14)

где / — стрела прогиба;

R— расстояние от опоры до сечепия с максимальным прогибом.

Подшипники качения выбираются по общепринятой методике с учетом коэффициента долговечности К. Размеры их определяются диаметром вала, а тип — требуемой долговечностью. Коэффициент долговечности К определяется с учетом перемещения каната вдоль барабана по формуле (VIII-12) при значении показателя степени кривой выносливости т — 3.

Разъемные соединения барабана с валом и ребордами рассчиты­ваются по наибольшему крутящему моменту на барабане, а болты крепления тормозных шкивов — на растяжение по полному усилию затягивания. В некоторых конструкциях применяют контрольные штифты или призонные болты, которые рассчитываются на срез от действия наибольшего крутящего момента. При этом момент трения между тормозным шкивом и ребордой не учитывается.

Расчет главного тормоза

В скважину спускаются колонны различной массы и с различными •скоростями. Скорости спуска ограничиваются вспомогательным или главным тормозами. Торможение при остановке осуществляется только главным тормозом, который поглощает всю энергию движу­щейся колонны и связанной с ней массы.

Усилие на крюке в ведущей ветви каната при остановке зависит от времени 0. пути торможения и возникающих при этом динамических сил. На рис. VIII-10 показана зависимость усилия, возникающего на крюке при торможении колонн различной массы, от времени или пути торможения.

Так как время торможения ничем не ограничивается и зависит только от оператора, то во избежание возникновения чрезмерных динамических нагрузок, могущих привести к обрыву каната, тор-

230

мозное усилие F должно всегда создавать усилие на барабане меньше разрывной прочности каната Л_а. т. е. должно соблюдаться условие

ID, D_f.

«' D.

D*

(VIII-15)

где ^F,

—сила трения на ободе тормозного шкива при неподвиж­ном грузе;

. — коэффициент запаса торможения (правилами Госгортех-надзора установлен в пределах 1,5 ч-2 при наибольшем грузе на крюке).

F* = ^I^ir^k = ^-"' (VIII-16)

где D_6g — эффективней диаметр барабана;

т}_о— к. п. д. талевой системы и барабана при спуске; г —число рабочих ветвей полиспаста; Т—суммарная нагрузка на ветви талевого каната; D—диаметр тормозного шкива.

'таз:

Рис. VIII-10. Зависимость усилия на крюке при

торможении колонн различной массы от пути

торможения.

1 и з

масса колонн 60 и 20 т; 2 и 4 — соответственно усилия на крюке при торможении.

Общее выражение для определения динамической силы f_a, кото­рая поглощает освобождающуюся во время торможения кинети­ческую энергию опускаемого груза со скоростью г?_кс,

^г

(VIII-17)

231

Здесь у_кс —скорость спуска крюка;

g — ускорение свободного падения;

2/-^-^ — сумма инерционных сил барабана лебедки и свя-"Ро

занных с ним движущихся масс; (о — угловая скорость вращения барабана; /—момент инерции вращающихся масс; /„—путь торможения на ободе тормозного шкива

, iD.,

Фо^тг-;

h_K — путь крюка при торможении.

Для приближенных расчетов может быть принят прямолиней­ный закон изменения скорости при торможении, тогда время тормо­жения £_т будет (см. табл. VI-2)

I- 18)

где <р₀ — приведенной к валу барабана момент ннерцнп вращающихся масс и движущейся колонны

w_b — масса колонны и движущихся с ней частей; Л/_из„ — избыточный момент тормоза.

Поэтому в буровых лебедках, рассчитанных под определенный диаметр каната, нельзя произвольно применять канат меньшего или большего диаметра. В первом случае канат может быть оборван при резком торможении, хотя и правильно выбран диаметр по ста­тической нагрузке. Во втором случае увеличится путь торможения ввиду недостатка тормозного момента, хотя прочность каната будет также соответствовать расчетной нагрузке.

Силы, действующие в колодочно-ленточном тормозе

В колодочно-ленточном тормозе лента нажимает на тормозно ii шкив через систему отдельных колодок из фрикционного материала. Такие тормозы рассчитываются подобно ленточным по формулам трения гибких тел. Однако силы трения в колодочно-ленточном тор­мозе изменяются не непрерывно, а скачкообразно, поэтому расчетные формулы при ограниченном числе колодок отличаются от формулы Эйлера.

Рассмотрим отдельную «-ю колодку тормоза с центральным углом ф и натяжениями ленты у границ колодки, равными S% и S™.

При вращении тормозного шкива (рис. VIII-11) колодка уравно­вешивается равнодействующей сил 5£* и S'l, которая должна пройти по касательной к кругу трения с радиусом

r'-/Tsinp, (VII 1-1!))

232

где R' —расстояние точки а пересечения сил

5'д и 5" от центра шкива; р—угол трения

Разложив равнодействующую силу на нормальную N_n и на ка­сательную F_tt и спроектировав все силы на ось симметрии, получим

Л^г„ - (Si + 5») sin 4 _; (VIII-20)

/•_H = (5«H-5j)sin-| tgp. (VIII-21)

откуда

П роектируя силы на вер­тикальную ось, получим

Поскольку б¹^ —натяже­ние сбегающей ветви для ti-oi'i колодки, оно является также натяжением набега-

ющен ветви для (п+1) ко- рис. VIII-11. Схема действия усилий на лодки. Для рассматриваемой колодке тормоза,

колодки

S» S,

cos ( ^

(VIII-24)

где S_u— натяжение набегающей ветви тормоза. Записав (VIII-20) в виде

5»

1-tg —tgp

(VIII-25)

, а а

и заменяя tg—— ввиду малости величины на-^—, получим:

atgp I

(VIII-2G)

где и --- ф« — полный угол охвата.

233

п

При неограниченном возрастании числа колодок, т. е. при

a tg p

^a atg p

r —a tgp

(VIII-27.

Формула (VIII-23) стремится к уравнению Эйлера. Тормозной момент, создаваемый отдельной колодкой,

1/f / <?« шп = (дн - Г / Ф , М cos [ тг + Р \ 2 У		.-Г	/ (р \-| cos -i + P ) л \ ^ '
/ Ф Lcos(^-	р).		cos ( -^- — р 1

(VIII-28)

Тогда полный тормозной момент, создаваемый тормозом, можно выразить в виде

2л/.

(VIII-29)

1 «"(l+p)		п S	cos(|+p)
- С08(|-р)_			cos f -?--pJ
	/ Ф \ cos гР )
М S1 /?	л \ * I
в	COS ( Ф 0^1 V 2 Р/-

(VIII-30)

Сила трения ^ на тормозном шкиве уравновешивается разностью натяжений набегающего S_s и сбегающего 5_б ветвей ленточно-коло­дочного тормоза

дли

1 —

Ф , cos ( —- -_г р

(VIII-31)

^cos ~

Наибольшее удельное давление между колодкой и тормозным шкивом возникает в точке касания набегающей ветви тормоза со шкивом и, уменьшаясь, достигает минимального значения в точке касания сбегающей ветви.

Наибольшее удельное давление на шкиве

(VIII-32)

где Ъ — ширина колодки.

234

Наименьшее удельное давление на шкиве

" _ 2£_б

(VIII-33)

или

cos -г-'\

COS I -~- -

(VIII-34)

Длина соприкосновения тормозных колодок со шкивом

п г. а

""ЗбО⁰'

L =- я Д.

Поверхность трения тормоза

Сроднее удельное давление

или

Мощность торможения в кет

№ — ——.^с

^т 102 '

Секундная удельная работа трения при торыозкешш

(VIII-38)-

(VIII-39).

Удельное давление р и секундные удельные работы трения ЛГ_ТД, для .ченточдьтх тормозов

р = 0 05 -г- 0 2^-^и • р = 0 5 -т-1,2 —? •

Силы, действующ |р,р в рычажном механизм е-тормоза. В ленточных тормозах буровых лебедок набе­гающий конец ленты прикрепляется к балансиру. На тормозной^ рычаг действует только меньшая сила сбегающего конца ленты, создающая момент на тормозном рычаге

где г — радиус: кривошипа от оси -Шарнира до точки крепления-ленты, на рычаге (обычно 40— 60 jwe):

235;

Сбегающий конец ленты в момент полного торможения распо­лагают под углом, близким к 90°, к оси соединенного с ним криво­шипа. Тормозной момент уравновешивается моментом, создаваемым на тормозном рычаге:

M_f*zM_n. (VIII-41)

Усилие на тормозном рычаге

sin ф

(VIII-42)

_t

где I —длина плеча тормозного рычага (для ручного тормоза

обычно I = 1,2 -f-1,6 -и);

т]_т —к. п. д. рычажной системы (в среднем 0,9—0,95); ф —угол между сбегающим концом ленты и осью кривошипа; у —угол между осью рычага и лентой (изменяется от 80—85° в свободном состоянии до 10—15° в заторможенном).

При ручном торможении расчетное усилие рабочего на тормозном рычаге не более 350 н.

Тепловой расчет ленточных тормозов

Как указывалось, при спуске колонн выделяется значительное количество энергии, которое поглощается тормозной системой. Вследствие нагрева тормозов колодки быстро изнашиваются.

дремя t

Рис. VIII-12. График работы тормоза буровой лебед- ; _ ки при спуске колонны.

В процессе спуска происходит постоянное чередование периодов торможения и спусков колонны, периодов подъема ненагруженного элеватора и периодов пауз. Причем масса опускаемой колонны за

236

каждый цикл увеличивается на массу одной свечи. При подъеме элеватора изменяется направление вращения барабана.

На рис. VIII-12 представлен схематический график работы тормоза буровой лебедки при спуске колонны.

Время цикла t_u равно сумме времени торможения t_r при спуске я времени пауз £₀, затрачиваемого на обработку свечей и подъем ненагруженного элеватора. Заштрихованные площади треугольников

А

в ыражают работу тор-

можения за каждый цикл

А

2

(VII1-43)

230

Тормозы рассчитываются по ус­ловному максимальному количеству выделяющегося тепла, за которое принимается тепло, выделяемое в конце спуска на длину свечи колонны наибольшей массы (площадка A_s на рис. VIII-12). Уменьшенный вес бу­рильной колонны в предыдущие мо­менты спуска в расчете не учиты­вается.

Рис. VIII-13. Температурные до­ля тормозного шкива.

В буровых лебедках, рассчитан­ных на большие грузоподъемности и предназначенных для бурения глубоких скважин с большим чис­лом спусков и подъемов, целесо­образно применять водяное охлаждение тормозных шкивов.

Количество тепла, выделяющегося при спуске колонны на длину свечи

где Т_с — нагрузка на ветви талевого каната; Z_c — длина свечи,

Суммарная теплоотдача

(VIII-45)

При установившемся тепловом состоянии все тепло, создаваемое во время торможения, отдается в окружающую среду. На рис. VIII-13 показаны температурные поля тормозного шкива без водяного охлаждения. Количество излучаемого тепла

Здесь С₁ — коэффициент излучения от отполированной поверх­ности тормозного шкива П₁ (С_± = 1 ~ 1,5 ккал/м²-чх У, град);

237

^ — коэффициент излучения от шероховатых поверх­ностей (C_z = 4 -V- 4,5 ккал/м² • ч • град); t-i— температура нагрева шкива; t_z — температура окружающей среды;

Л\ и /7₂ — поверхности тормозного шкива, излучающие тепло. Количество тепла, отводимого конвенцией при неподвижном шкиве,

W₂ - а_гП₃ (ti — tj (1 —ПВ), (V1II-47)

где qj — коэффициент теплоотдачи при неподвижном шкиве (а₁ = 5 -=-

-г- 10 ккал/м² • ч • град);

/7₃— поверхность шкива, отводящая тепло конвенцией; ПВ — относительная продолжительность включения в долях еди­ницы.

Количество тепла, отводимого конвенцией при вращающихся шкивах,

W_a - & - У а_а ПВ 2 /<и°Л (VIII-48)

где ff~боковые кольцевые поверхности шкивов;

t^ —скорости соответствующих кольцевых поверхностей;

а₂ — коэффициент теплоотдачи при вращающихся тормозных

шкивах (а₃ = 6с⁰-⁸ ккал/м²-ч-град). Количество тепла, отводимого водой,

^4 = 08(^-0^4. (VIII-49).

1'де а₃— коэффициент теплопередачи от тормозных шкивов к воде (значение а₃ до 4000 ккал/м² • ч • °С при скорости течения воды более 0,15 м/сек- при скорости течения воды менее 0,15 м/сек а₃ = 1000-ь 2000 ккал/м? • ч • °С); (₃ —температура отводимой воды;

/7₄ — поверхность тормозного шкива, омываемая водой; W_b — количество тепла, поглощаемое гидродинамическим или другим регулирующим тормозом.

Потребное количество подаваемой воды для охлаждения тор­мозных шайб

е=га-

Здесь ^ — температура подводимой воды (£₄= 15 -^20° С).

Вспомогательные тормозы

Применяемые в буровых лебедках вспомогательные гидродина­мические и электрические тормозы имеют различные конструкции и характеристики.

Гидродинамические тормозы представляют собой гидравлическую машину, в которой ротор, вращаясь, подобно колесу центробежного насоса, прокачивает жидкость через лопатки неподвижного корпуса,

238

как через постоянное гидравлическое сопротивление. При этом создается момент торможения на валу ротора.

Так как к. п. д. этой гидромашины равен нулю, вся работа пре­вращается в тепло, которое нагревает циркулирующую жидкость. Тормозной момент 7lf_T, создаваемый гидродинамическим тормозом, зависит от его диаметра, скорости вращения и степени заполнения тормоза жидкостью.

Мощность гидродинамического тормоза может быть определена из известной формулы подобия, связывающей размеры диаметра тормоза с мощностью торможения и скоростью вращения его ротора.

где а —постоянный коэффициент, зависящий от типа и кон-

струкции тормоза; n_i — скорость вращения ротора; z — числю роторов; р — плотность жидкости; D_a — наибольший диаметр ротора тормоза; Д, — внутренний диаметр кольца воды при вращении.

Величина коэффициента а зависит от наполнения тормоза водой, величины утечек, скорости вращения ротора и др. При низких ско­ростях вращения значения этого коэффициента несколько большие, при больших — наоборот.

Коэффициент мощности в процессе прямого вращения одной пары роторов с плоскими косо поставленными лопастями при полном заполнении находится в пределах

a = 50 уТГ_а -г- 100 ]/ZT.

В многороторных гидродинамических тормозах тормозной момент принимают пропорциональным числу роторов.

Крутящий момент на валу ротора гидротормоза

Мъ = a'pzn* (D*-D*). (VIII-52)

Мощность электродинамического тормоза

Л^-Р^Я^А (VIII-53)

где р — постоянный коэффициент, характеризующий отношение ши-

рины сцепления к диаметру сцепляющегося слоя; z— число роторов или сцепляющихся слоев; т_в — удельная сила сцепления;

Z)_cp — диаметр ротора или средний диаметр сцепляющегося слоя для электродинамического тормоза, заполненного порош­ком; Ау — коэффициент режима.

Крутящий момент электродинамического тормоза

239

На рис. VIII-14 показаны изменения мощности свободно опус­каемого груза (кривые 7 и 7') разной массы; мощности механического ленточно-колодочного тормоза по ограничению отвода тепла (кривая 2)- мощности гидродинамического тормоза при различном заполне­нии (кривые 3 и 3') и мощности электродинамического тормоза (кри­вые 4 и 4'). Для сокращения времени спуска необходимо, чтобы в начальный период колонне было сообщено максимальное ускоре­ние, чтобы скорость спуска достигла в возможно короткий проме-

/ 2 3

Спорость спуска колонны V_HC , м/сея

100

200 300 Ш $00 600 вращения ротора п, oS/мин

Рис. VIII-14. Сравнение характеристик различных тормозов.

1 и ]' — свободно падающий груз 100 и i 50 М_г; 2 — ленточ-но-колодочный тормоз (по теплу); 3—3' — гидравлический тормоз при различном заполнении; 4—4' —электродина­мический порошковый тормоз при различной регулировке.

жуток времени предельного значения (2—3 м/сек) и в дальнейшем поддерживалась постоянной.

Это условие автоматически выполняется гидродинамическим тормозом. В самом деле в начальный период этот тормоз, как видно из кривых 3 и 3', развивает тормозную мощность значительно мень­шую, чем условная мощность свободно падающего груза, в результате чего колонна движется со значительным ускорением. При достиже­нии определенной скорости (более 2 м/сек) мощность гидродинами­ческого тормоза становится равной условной мощности свободно падающего груза, таким образом спуск колонны далее происходит уже с постоянной скоростью. Кривые мощности тормоза пересекают линии условной мощности свободно опускаемой колонны под боль­шим углом и указывают на устойчивую работу этого тормоза.

240

Однако такая характеристика имеет и отрицательные стороны, так как при небольших скоростях спуска тяжелых обсадных колонн или в периоды замедления во время остановок колонн гидродинами­ческие тормоза развивают небольшую мощность и момент. В этих случаях механический тормоз почти не облегчает работы.

При электродинамических тормозах линия мощности 4 не пересе­кается с линией условной мощности 1 свободно опускаемого груза. Следовательно, автоматического ограничения скорости спуска не произойдет, поэтому бурильщику необходимо изменять величину момента торможения либо частично применять механический тормоз.

Во время остановок или спусков тяжелых колонн с небольшой скоростью электродинамические тормозы значительно облегчают работу механических тормозов.

Совместная работа главного и вспомогательного тормозов

П ри спуске бурильной колонны на длину одной свечи силами сопротивления движению и силами, возникающими в системе тормо­жения, совершается работа

А - Ql, (VIII-55)

где Q — вес бурильной колонны; /—длина свечи.

Графически эта работа .в зависимости от степени полноты тахограммы спуска свечи изобразится прямой линией 1 (рис. VIII-15), тангенс угла ее наклона к оси абсцисс определятся силой тяжести А колонны

(VIII-56)

А.

l •

Рлс. VIII-15. График ра-богы главного и вспомога­тельного тормозов.

Учитывая квадратичный характер изменения тормозного момента от скорости вращения вала, работа гидродинамиче­ ского вспомогательного тормоза будет изменяться, как показано кривыми 3 на рис. VIII-15. &

Следует отметить, что угол наклона касательных в любой точке кривых 2 и 3

к оси абсцисс не может превышать а, что объясняется принципом работы гидравлического тормоза и функцией его применения.

Если пренебречь силами трения в скважине к моменту оконча­ния спуска колонны вследствие небольшого значения скорости тор­моза, работа, совершаемая колодочно-ленточным тормозом,

16 Заказ 1015.

л„.

(VIII-57)

241

Здесь Л_х — работа ленточно-колодочного тормоза;

Л„ — работа вспомогательного гидродинамического тормоза.

В процессе спуска колонны три периода: I — разгон; l_z — уста­новившееся движение; Z₃ — торможение, во время притормаживания ленточно-колодочным и вспомогательным (кривая 3) тормозом ско­рость движения крюка не меняется, поэтому работа вспомогатель­ного тормоза в период, показанный кривой 2 а' — а", изменяется по прямой липии, а ее тангенс угла наклона определяется скоростью установившегося движения, размерами вспомогательного тормоза и степенью заполнения его водой.

Расчет гидродинамических тормозов

Проектируют гидродинамические тормозы, как и большинство гидромашин, по методу подобия по уже испытанным образцам.

Если для испытания однороторного гидродинамического тормоза, принятого в качестве исходной модели, тормозная мощность при полном заполнении (D_B = 0) из формулы (VIII-51) (все величины с индексом м)

N — а п п³ />ь

^JV2_T — "мМм'^м^лГм'

а для нового проектируемого тормоза мощность торможения N_T = = apn³Ds, то, приняв а_мр_я я» ар (р — коэффициент перехода), получим

N

отсюда можно определить диаметр ротора

Расстояния между кранами, регулирующими степень заполнения гидродинамического тормоза, выбираются таким образом, чтобы обеспечить спуск колонн различной массы с наиболее рациональными скоростями.

Величину необходимой мощности торможения определяют, ис­ходя из силы тяжести груза и допустимой его скорости спуска. Задаваясь минимальной скоростью спуска колонны и_вс при наиболь­шей ее силе тяжести, создающей наибольшее усилие на ведущей ветви талевой системы Р_в, определяют мощность торможения

где i — число рабочих ветвей в оснастке; •р — к. п. д. талевой системы; С — коэффициент пропорциональности; В_бг — диаметр навивки каната.

При правильно рассчитанной тормозной системе количество тепла, поглощаемое гидродинамическим тормозом W₅, должно

242

составлять 75—80% всего выделяющегося тепла W. При спуске колонны должно сохраняться тепловое равновесие, т. е.

W_b = (Q,75+Q,8)W = W_B + Wi. (VII 1-61.)

Здесь количество тепла, отводимого поверхностью гидравли­ческого тормоза,

И^с^Я, (*i-*.), (VIII-62)

где а_х — коэффициент теплопередачи от поверхности тормоза воз-

Я_т — поверхность гидродинамического тормоза и холодильника, отводящая тепло окружающему воздуху;

t± — температура поверхности тормоза, принимается не выше 80° С;

£₂ — температура окружающего воздуха; W-, — количество тепла, отводимого проточной водой.

В тех случаях, когда поверхность тормоза и холодильника не­достаточны для отвода всего выделяющегося тепла, охлаждение осуществляют проточной водой. Количество проточной воды

W₇

(VIII-63)

где t₃ ^и ^4 — температуры отводимой и подводимой воды.

Тепловой расчет электрических тормозов ведется аналогично гидротормозам, но в этом случае должна определяться поверхность тормоза, омываемая водой. . ,