книги из ГПНТБ / Бабаев С.Г. Надежность и долговечность бурового оборудования

ИССЛЕДОВАНИЕ ОСОБЕННОСТЕЙ ПРОЦЕССА ИЗНАШИВАНИЯ ОСНОВНЫХ ОПОР РОТОРОВ

ОБОСНОВАНИЕ МЕТОДИКИ ЛАБОРАТОРНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

Основные опоры роторов и вертлюгов в процессе проводки скважины воспринимают высокие нагрузки.

Используемые в методике расчета основной опоры вертлюга исходные данные— нагрузка на вертлюг, число оборотов, время механического бурения — в виде зависимостей от относительной глубины бурения позволяют с достаточной точностью произве­ сти расчет опоры вертлюга на долговечность.

В то же время специфические условия нагружения основной опоры ротора, не учитываемые принятой методикой расчета, не позволяют с достаточной точностью произвести расчет опоры ротора на долговечность.

Результаты проведенных обследований роторов позволили установить, как уже отмечалось, что основным признаком, по которому выбраковываются основные опоры, является контакт­ ная усталость с развитием различных стадий усталостного изна­ шивания колец.

Следовательно, для правильного выбора параметров основ­ ных опор роторов необходимо учесть причины, которые обуслов­ ливают возникновение и развитие усталостного изнашивания на поверхностях соприкосновения тел качения и колец подшипника.

Принятая методика расчета и выбора основной опоры ротора по признаку грузоподъемности и долговечности заключается в

следующем.

Исходная статическая грузоподъемность опоры ротора опре­

130

Исходный коэффициент работоспособности опоры ротора [26]

Си = 70z0,7 с?шф,

где ф — коэффициент

1 ф = 1+ 0,(Шш

Коэффициент запаса по статической грузоподъемности

II —- Qcr

Рmax

где Ртах— статическая грузоподъемность ротора.

Расчетный коэффициент работоспособности опоры ротора [59]

Ч* 8* Ш

она снижается с увеличением глубины бурения. Расхождение в величинах фактической и расчетной долговечностей основных опор указывает на то, что в данном случае при расчете и выборе подшипника по грузоподъемности и долговечности не учитыва­ ются некоторые важные факторы, изменение которых может вы­ звать снижение работоспособности подшипника или его непри­ годность к дальнейшей работе. На основании анализа условий работы роторов сделано предположение, что основная причина в этом расхождении заключается во влиянии постоянно чередую­ щихся нагружений основной опоры ротора в процессе спуска и подъема инструмента с нагружениями в процессе бурения, т. е. это расхождение связано со спецификой эксплуатации ротора.

При спуске, наращивании и подъеме инструмента колонну устанавливают на клиньях или элеваторе на столе ротора. Во всех случаях по мере увеличения глубины скважины увеличи­ вается число спусков и подъемов инструмента, что приводит к возрастанию частоты нагружения стола ротора и его основной опоры весом колонны.

С увеличением глубины скважины в процессе бурения длина колонны инструмента, а следовательно, вес колонны периодиче­ ски увеличивается и возрастает нагрузка на основную опору ротора при установке колонны на его стол. Степень увеличения (при спуске) или уменьшения (при подъеме) нагрузки зависит от веса одной свечи.

Изменение нагрузок, приходящихся на основную опору рото­ ра, числа нагружений, связанных со спуском и подъемом колон­ ны инструмента и наращиванием, определялось по результатам обработки данных о проходке для некоторых объединений (табл. 33).

Установлено, что основная опора применяемых в практике бурения роторов Р560-Ш8 и У7-520-3 воспринимает достаточно высокую статическую нагрузку при установке колонны на столе ротора, которая по своему значению близка к номинальной ста­ тической грузоподъемности ротора. Многократное воздействие этой осевой нагрузки, связанное с выполнением спуско-подъем­ ных операций, приводит к определенным контактным напряже­ ниям в контактируемых поверхностях основной опоры.

Характерное условие нагружения подшипников качения — ограниченность величины площадок соприкасания деталей, че­ рез которые передаются рабочие усилия от одного элемента к другому.

В основу метода лабораторных испытаний была заложена схема, принцип действия которой основан,на контакте кониче­ ской поверхности с шарами [И].

Известно, что наибольшая идентичность показаний испыта­ ния достигается в случае применения испытательных машин, обеспечивающих «точечный контакт»'. При этом предпочтение отдается машинам с использованием шариковых пирамид [15].

132

Таблица 33

Применение машин с «линейным контактом» и контактом по площади не обеспечивает согласованность результатов испы­

таний.

Основные отличительные особенности выбранной схемы ис­

величину осевых сжимающих усилий.

Для определения контактных напряжений на площадках кон­ такта достаточно знать величину нагрузки, сжимающей тела, и величины полуосей контактных площадок. В результате анализа контактных напряжений и деформаций установлено, что во всех случаях контактирования под нагрузкой упругих тел двойной кривизны формой контактной площадки является эллипс. В пре­ дельном случае, при контакте сферы со сферой, эллипс превра-

134

шается в круг [53]. Эпюра давлений на контактных площадках имеет форму полуэллипсоида, который превращается в предель­ ном случае (при контакте сферы со сферой) в полусферу.

Для круговой площадки контакта максимальное давление в центре площадки контакта будет совпадать с максимальным нормальным напряжением на площадке и может быть опреде­ лено [54] из выражения

где р — удельное давление в точке площадки контакта; а — раз­ мер полуоси эллипса (в данном случае радиус круга).

Среднее давление на контактной площадке в случае круго­ вого контакта

Таким образом, для определения максимальных нормальных напряжений на площадках контакта достаточно знать величину нагрузки, сжимающей тела, и величины полуосей контактных площадок.

В случае приложения осевой нагрузки на основную опору ротора каждое из тел качения воспринимает нагрузку

где А — осевая нагрузка на подшипник; 2 — число шаров; ß —

ным фактической проходки скважин. По табл. 33 величина этой нагрузки при глубинах бурения 4500—5000 м составляет в сред­

5* 135

Результаты расчета могут быть представлены в виде:

ротора), необходимо также определить контактные напряжения, которые возникают при вращении стола ротора, т. е. в условиях качения.

В процессе бурения вес бурильной колонны в основном вос­ принимается талевой системой, и поэтому опора ротора частич­ но разгружена, а нагрузки, воспринимаемые опорой при враще­ нии, значительно меньше, чем при нагружениях весом колонны в процессе спуска и подъема инструмента.

Для определения суммарной осевой нагрузки на стол ротора и контактных напряжений в опоре при вращении стола необхо­ димо рассчитать действующие нагрузки.

При вращении на стол ротора действуют следующие нагруз­ ки (рис. 49): осевое усилие, создаваемое трением ведущей штан­ ги-квадрата о вкладыши стола ротора Р\\ нагрузка от окруж­ ного усилия на зубьях конической передачи Р2; усилия, дейст­ вующие параллельно оси вала ротора Р3 и оси стола Р,ц осевое усилие от веса вращающихся деталей Р5 .

1. Осевое усилие (рис. 49, а), создаваемое трением ведущей рабочей штанги-квадрата о вкладыши стола ротора, может быть определено следующим образом.

При вращении инструмента ведущая штанга-квадрат приле­

тери мощности на холостое вращение инструмента в скважине и /Ѵ3 ——мощности на разрушение породы долотом и преодоление трения его о породу.

136

Потеря мощности (в кВт) на вращение наземного оборудо­ вания и на холостое вращение инструмента может быть опреде­ лена по формуле [90], основанной на экспериментальных иссле­ дованиях:

Мощность Nз, необходимая для бурения, может быть найдена с достаточной для расчета точностью по мощности подводимой к долоту и приходящейся на единицу площадки забоя. На осно­ ве экспериментальных данных за единицу удельного расхода

137

где р = 0,26ч-0,3 — коэффициент трения ведущей штанги о за­ жимы [26].

2. Нагрузка от окружного усилия на зубьях конической пере­ дачи (см. рис. 49, а)

где а — угол зацепления в плоскости, перпендикулярной боковой поверхности зуба; р — угол трения скольжения между зубьями;

б— угол делительного конуса.

4.Усилие Р4 (см. рис. 49,а), действующее параллельно оси стола ротора (радиальная составляющая),

5. Осевая нагрузка Рз (см. рис. 49, а) от веса вращающихся деталей ротора, которая учитывается в суммарной нагрузке.

Суммарная осевая нагрузка на стол ротора при его вра­ щении

Нагрузка на каждое тело качения

г sin ßk

Результаты расчета могут быть представлены в следующем виде:

138

Таким образом, по найденным значениям контактных напря­

ределить, что при вращении величины контактных напряжений значительно меньше, чем при статических нагружениях.

В работе Б. И. Костецкого и Ф. С. Едигаряна отмечается, что в зависимости от величины контактных напряжений на до­ рожках качения подшипников обнаруживаются различные виды изнашивания. При небольших контактных напряжениях (не бо­ лее 150— 200 кгс/мм2) при условии наличия обильной смазки и хорошей изоляции от влаги и пыли подшипник способен рабо­ тать длительное время и на дорожках качения имеется только окислительное изнашивание.

С увеличением контактных напряжений (200— 450 кгс/мм2) на дорожках качения обнаруживаются усталостные явления, ко­ торые выражаются в появлении усталостных выкрашиваний. 14 наконец, при напряжениях, превышающих предел упругости, на дорожках качения получаются остаточные деформации (смя­ тие) .

Таким образом, исходя из величин контактных напряжений, имеющихся при вращении и при статических нагружениях ос­ новной опоры ротора, можно предположить, что при отсутствии повторяющихся статических нагружений выход из строя колец подшипника не должен являться результатом контактной уста­ лости металла. Следовательно, при статических нагружениях подшипника, когда максимальные контактные напряжения не­ сколько превышают предел упругости (для стали ШХ15 для то­ чечного контакта предел упругости 450— 500 кгс/мм2), могут по­ явиться локальные остаточные деформации, смятия, которые в дальнейшем при работе подшипника (даже при контактных на­ пряжениях 200 кгс/мм2), будучи уже предразрушенными, явля­ ются очагами возникновения усталостных выкрашиваний.

Из изложенного следует, что, изменяя величину контактных напряжений, можно получить основные виды изнашивания ра­ бочих поверхностей, характерных для колец основной опоры ро­ тора. Изменение величин контактных напряжений характерно для основной опоры, так как в процессе эксплуатации ротора меняется нагрузка на опору, связанная с увеличением глубины бурения скважины и с чередованием статических нагружений с нагружениями при вращении.

Величина осевого сжимающего усилия на испытываемый об­ разец определится из условия необходимости создания на пло­ щадках контакта конуса с шарами тех же контактных напря­ жений, которые имеются в основной опоре ротора.

Ограничиваясь только той частью соприкасающихся тел, ко­ торая прилегает непосредственно к месту взаимного контакта, зависимость между величиной сжимающей нагрузки и напряже­ нием с учетом модулей упругости и коэффициента Пуассона для

139