§ 3. Пневматические клиновые захваты,

ВСТРОЕННЫЕ В РОТОР

Применение пневматических клиновых захватов облегчает труд буровых рабочих и ускоряет процесс спуско-подъемных опе­раций.

Пневматические клиновые захваты (рис. VI.4) предназна­чены для механизированного захвата и удержания на весу бурильных труб в столе ротора при спуско-подъемных опера­циях и обсадных труб при спуске в скважину. Пневматические клинья, встраиваемые в ротор, выпускаются в настоящее время почти для всех роторов глубокого эксплуатационного и раз­ведочного бурения. '

Механизм состоит из корпуса 6, двух вкладышей 5, четырех клиньев 3, подвешенных к направляющим 2, связанных между собой снизу кольцом 7, державок 4, пневматического цилиндра 9, предназначенного для подъема и опускания клиньеЕ при по­мощи рычага 8, и кран& управления /. Четыре клина 3 предва­рительно собирают вместё и с помощью державок 4 присоеди­няют к верхним концам направляющих.

Рис. VI.4. Пневматический клиновой захват

ьал. 1

ьтч 1

БУРОВЫЕ МАШИНЫ И МЕХАНИЗМЫ 2

Установка БУ-2500 (БУ-80БрД) 19

Установка БУ-3000БД (Уралмаш125БД-70) 23

Установка БУ-5000ДГУ (Уралмаш 160ДГУ) 40

P. = Pk+0™ + -^-. (Ill) 54

Я«Л₁+А₁+Лз + в, (II.6) 58

р JjE + Ore. _{(Ш 3)} 82

^р.⁼ здГ ⁼⁰'^197МН' ^(Ш-⁴⁾ 82

41 ⁴⁷ 140

п₄ 191

s=-5-W-4), 195

Я'ад. 232

м„ = -^ -j- ² 373

Рабочее давление воздуха, МПа 0,7—0,8

Управление педальным краном С поста

бурильщика

Диаметр труб, мм 114, 127

140, 168

Допустимая нагрузка на клинья при поддержании бурильных и обсадных труб с толщиной стенки 8 мм,

ьал. 1

ьтч 1

БУРОВЫЕ МАШИНЫ И МЕХАНИЗМЫ 2

Установка БУ-2500 (БУ-80БрД) 19

Установка БУ-3000БД (Уралмаш125БД-70) 23

Установка БУ-5000ДГУ (Уралмаш 160ДГУ) 40

P. = Pk+0™ + -^-. (Ill) 54

Я«Л₁+А₁+Лз + в, (II.6) 58

р JjE + Ore. _{(Ш 3)} 82

^р.⁼ здГ ⁼⁰'^197МН' ^(Ш-⁴⁾ 82

41 ⁴⁷ 140

п₄ 191

s=-5-W-4), 195

Я'ад. 232

м„ = -^ -j- ² 373

Клиновые захваты выпускаются двух типов: ПКР-У7 и ПКР- Ш8. Конструкции их одинаковы, различаются они в основном наружным диаметром корпуса.

§ 4. Расчет роторов

Выбор исходных данных

Долговечность ротора зависит в основном от величины дей­ствующих нагрузок, конструкции и качества его изготовления, монтажа зубчатой передачи и подшипников.

Конические зубчатые колеса передачи изготовляются со спиральным или косым зубом с углом наклона psgrl0°C, твер­дость поверхности его рабочих профилей должна быть не ниже HRC 45. Так как окружные скорости конической передачи до­стигают 15—20 м/с и более, передача изготовляется не ниже чем по третьему классу точности. В роторах передаточное отно­шение обычно и=2,5-~5. Поскольку размеры ведомого колеса определяются конструктивно диаметром проходного отверстия стола ротора, число его зубьев выбирается в зависимости от модуля, полученного расчетным путем, и передаточного отно­шения. Модуль конической пары обычно равен 12—16 мм.

Ширина зубчатых колес для конических передач 0,2 Е, где Е — конусная дистанция; ширина шестерен Ь= (0,15-г*0,2)А, где А — межцентровое расстояние передачи.

В опорах ведущего вала применяют роликовые подшипники почти всех типов. Наиболее нагруженными радиальными уси­лиями являются подшипники, установленные у ведущего кони­ческого колеса. Осевые усилия в ведущем валу воспринимаются сдвоенным коническим или сферическим радиальным ролико­подшипниками, которые ограничивают от осевых перемещений. При применении конических подшипников ведущий вал монти­руют в стакане, так как необходимо осуществлять регулировку конической передачи и осевого зазора подшипника. Регулировку

обычно осуществляют набором тонких металлических пластин, устанавливаемых между фланцем стакана и крышкой.

Действующие на опоры нагрузки определяются общеприня­тыми в деталях машин методами. Размеры опор стола ротора выбираются по конструктивным соображениям, в зависимости от диаметра проходного отверстия ротора, а число шаров и их диаметр — в зависимости от величин действующих нагрузок. Долговечность подшипников определяется по эквивалентным нагрузкам, по которым затем находят условную нагрузку, дей­ствующую на подшипник.

Для роторов динамический коэффициент &1=2ч-2,5.

Определение частоты вращения стола ротора при приводе от вала буровой лебедки ЛБУ-1400

Число зубьев ведущего цепного колеса лебедки трансмиссии ротора 2бз=27.

Частота вращения этого колеса (в об/мин): на 1-й скорости «1 = 211

л

» 2-й » 3-й

₂=324 /гз=513.

Частота вращения стола ротора (в об/мин) соответственно будет

(V 1.1)

г_рв=21 — число зубьев звездочки на роторном валу; «_р = 2,76— передаточное отношение конической передачи ротора;

Меняя соответственно величину частоты вращения звездочки на трансмиссионном валу, можно определить /г_р2 и л_р3:

Прз = в-‘²- =238 об/мин. ^р 21-2,76

Если при ловильных работах необходимо уменьшить частоту вращения роторного стола до 50 об/мин, то, чтобы не изменять кинематическую схему лебедки, надо увеличить число зубьев на цепном колесе приводного вала ротора (в нашем случае на колесо с большим числом зубьев). Определяем, с каким числом зубьев следует поставить новое цепное колесо:

(VI.2)

Расчет главной опоры ротора

Подшипник стола ротора так же, как и зубчатая передача, яв­ляется основным элементом, определяющим долговечность и надежность ротора.

В опорах ведущего вала применяются стандартные ролико­подшипники качения, их расчет аналогичен расчету опор валов общего машиностроения. Для выбора подшипников и определе­ния их срока службы сначала рассчитывают действующие на опоры усилия (рис. VI.5). Для этого надо найти усилия, дей­ствующие в зацеплении: окружное усилие Р, радиальные Q и осевые N.

При расчете роторов обычно условно принимают, что привод ведущего вала всегда осуществляется цепной передачей при ми­нимальном диаметре ведущей звездочки, к. п. д. ротора т] = 0,9, коэффициент запаса &₃=2-^4. За расчетный режим принимается частота вращения стола я_р=100 об/мин, срок службы L* = = 3000 ч при длительно действующем эквивалентном моменте на столе ротора М₂.

Для определения долговечности опор ротора устанавливают исходные параметры для расчета.

Расчетная частота вращения стола ротора м_р =100 об/мин; расчетный крутящий момент на столе ротора Мг, Н • м.

Рис VI 5 Расчетная схема ротора

Например, для бурения скважины глубиной 5000 м с ис­пользованием ротора У7-560-6 необходима мощность jV=500kBt. Крутящий момент на столе ротора при частоте вращения п_р= 100 об/мин

М₂ = N1 а) = 30N!nn_p = 9,55— = 9,55 — = 47,7 кН. м.

лр 100

Здесь со = лПр/30 — угловая скорость вращения стола ротора.

Усилия (в Н), действующие в зубчатом зацеплении:

окружное

P

(VI .4) (VI *5)

= 2M_l/d_l = 2M_t/d_t;

осевое шестерни

Р

N_x = (tg a cos ф! ± sin р sin срх);

cos р

радиальное шестерни

Qi = (tg Р sin ф_х + sin Р cos 9j), (VI .6)

cos р _v

где М\ и М₂— крутящий момент на ведущем и ведомом валах, Н*м; d\ и d₂ — средний расчетный диаметр шестерни колеса, м; а — угол профиля зуба; в нормальном сечении обычно а=20°.

В формуле (VI.6) знак «+» берется, когда направления на­клона зуба и вращения создают осевое усилие, направленное от вершины к основанию конической шестерни; знак «—» — при противоположном направлении этого осевого усилия.

Осевая N₂ и радиальная Q₂ составляющие нагрузки на коническом колесе соответственно равны и противоположны по знаку составляющим Мj и Q_t на сопряженной шестерне.

Окружное усилие для ротора У7-560-6

p^J^L^²'⁴⁷»⁷ ~ ЮО кН. da 0,975

" Диаметр конического колеса ротора У7-560-6 d₂=0,975 м.

Так как плоскость действия силы Р почти совпадает с пло­скостью центров тел качения главной опоры, можно принять, что радиальное усилие, действующее на опору, равно окруж­ному усилию на колесе, т. е.

F_p — P— 100 кН. (VI.7)

Расчетное осевое усилие, действующее на главную опору стола

где G = 20 кН — вес стола и вкладышей ротора У7-560-6; Пр­осевов усилие, создаваемое трением ведущей трубы о вкла­дыши, Н

^ ₌ k^_ ^ ₌ 0,6-48,7 _Q>3 _ _{9Q кН> (VI 9)}

° 0,1

где /_с = 0,25—0,3 — коэффициент трения ведущей трубы о за­жимы ротора; при скольжении; i? = 0,l м — радиус приложения нагрузки между ведущей трубой и зажимами; 4»=0,6 — коэффи­циент эквивалентности нагрузки.

/^ = 20 + 90=110 кН.

Главная опора стола ротора и одна из опор ведущего вала рассчитываются из условия одновременного действия радиаль­ной и осевой нагрузок.

Для упорно-радиальных подшипников стола ротора расчет­ная эквивалентная нагрузка

Q = (XF_p + YF_a)k₃, (VI .10)

где X и У—коэффициенты радиального и осевого усилий; они определяются по общей методике расчета подшипников в за­висимости от соотношения- FJC₀ и типа подшипника. Для глав­ной опоры при угле а>40° принимают Х=0,35, У=0,57, ^_З=3. Для стола ротора

Q = (0,35-100 + 0,57-110)3^300 кН.

Номинальная долговечность опоры

L = (CJQfVf = (||j³10⁶ = 27 • 10⁶, • (VI.ll)

где C₀=900 кН — динамическая нагрузка подшипника ротора У7-560-6; р— показатель степени, для шариков р=3, для ро­ликов р= 10/3. В роторе У7-560-6 опора шариковая. Долговечность в часах

L_h =—-—= ^27>1°⁶ ^4500 ч. (VI.12)

^Л 60-л_р 60-100 ^v '

В соответствии с норма-ми АНИ динамическая нагрузка (в Н) главной опоры должна быть

C_o>0,25Q_6K. (VI-13)

Фактически в данном примере для ротора У7-560-6 0,9 >0,25-1,6 = 0,4.

Вес бурильной колонны для скважины глубиной 5000 м Q_6K= 1,6 МН.

Главная опора также проверяется на статическую нагрузку, поскольку на нее устанавливают колонны в период спуска и подъема.

Требуемая допустимая статическая нагрузка подшипника

Сат = ад_бк = 3-1,6 = 4,8 МН. (VI.14)

Допустимая статическая нагрузка главной опоры ротора У7-560-6 С_а=5,2 МН.

Фактический коэффициент запаса по допустимой нагрузке

^-C_a/Q_6K = 5,2:1,6 = 3,25,

что вполне достаточно.

На стол ротора может устанавливаться обсадная колонна весом до 3,2 МН при коэффициенте запаса 1,6.

Если допустимые динамическая и статическая нагрузки под­шипника главной опоры не известны, то их определяют по об­щеизвестной методике.