Техника и технология бурения нефтяных и газовых скважин

Цепи для буровых установок должны удовлетворять следующим техническим требованиям:

крутящие моменты при испытании на проворачивание валика в пластине должны быть в пределах 18–160 Н м и втулок в пластине – в пределах 11–100 Н м в зависимости от шага и типа цепи;

предельные отклонения длины измеряемого отрезка цепи, состоящего из 11 звеньев, от номинального значения должны быть только положительными и составлять 0,15 %;

предельное отклонение действительного шага от его номинального значения по длине цепи, а также разность действительных шагов в каждом ряду по ширине цепи должны строго соответствовать принятым нормам;

разность посадочных размеров промежуточных пластин одного наружного звена не должна быть более 0,02 мм для цепей с шагом 25,4– 38,1 мм и более 0,03 мм для цепей с шагом 44,45 – 63,5 мм;

предельная амплитуда напряжений промежуточных пластин должна быть не менее 50 МПа при базе испытаний 5 106 циклов, для чего рекомендуется их упрочнять путем дорнования и обжатия краев отверстий;

каждая собранная цепь должна быть обтянута в течение не менее 1 мин на стенде при нагрузках 0,25–0,33 соответствующей разрушающей нагрузки;

ресурс цепи до списания должен быть не менее 3000 ч при коэффициенте запаса по сопротивлению усталости, равном 1,1;

собранная цепь должна иметь легкую (без заедания) подвижность в шарнирных соединениях, проверяемую поворотом звеньев цепи рукой на 90°;

цепи не должны иметь пропеллерности и серповидности, препятствующих замыканию цепи в контур усилием руки;

детали цепи не должны иметь окалины, трещин, заусенцев и коррозии; для защиты от коррозии пластины цепей подвергают фосфатиро-

ванию; длину цепи устанавливают по согласованию с потребителем.

Примеры условных обозначений . Цепь однорядная нормальная с шагом 38,1 мм: 1Н =38,1 ГОСТ 21834–76. Цепь трехрядная тяжелая с шагом 44,45 мм: 3Т-44,45 ГОСТ 21834–76. Переходное звено однорядной цепи нормального типа с шагом 50,8 мм: П-1Н-50,8 ГОСТ 21834–76. Переходное звено двухрядной цепи тяжелого типа с шагом 50,8 мм: Д-2Т-50,8 ГОСТ 21834–76.

ЗВЕЗДОЧКИ К ЦЕПЯМ

Колеса цепных передач в отличие от зубчатых называют звездочками. Долговечность и надежность цепной передачи зависят от правильного выбора формы зуба, материала, термообработки и точности изготовления звездочек. Форма зуба определяется продольным профилем, являющимся основным, поперечным профилем и профилем сечений зуба в плане. Для нормального взаимодействия с цепью форма зуба звездочек должна обеспечить плавное зацепление со звеньями цепи и минимальные контактные давления, а также устранить возможность соскакивания изношенной цепи со звездочки при увеличении шага цепи в пределах установ-

867

П р и м е ч а н и е. Линейные размеры – в миллиметрах, угловые – в градусах.

особо точных передачах. В буровых установках применяют звездочки со смещенными центрами дуг впадины, отличающиеся тем, что впадина зуба очерчивается из двух центров, смещенных на величину

å = 0,03t.

Расчет и построение теоретического (исходного) профиля зубьев выполняют в соответствии с рис. 23.19 и данными табл. 23.3. Диаметр окружности выступов следует вычислять с точностью до 0,1 мм, остальные линейные размеры – до 0,01 мм, а угловые – до 1′.

Наиболее распространены звездочки, у которых сечение зуба в плане представляет собой прямоугольник. Для устранения перекосов при контакте роликов цепи с зубьями звездочки необходимо обеспечить перпендикулярность образующей зуба к торцу венца и параллельность с осью отверстия ступицы.

Искажение профиля зубьев звездочек ухудшает работу передач и приводит к преждевременному разрушению цепи, поэтому материал и термообработка должны обеспечить прочность и износостойкость зубьев. В цепных передачах буровых установок звездочки изготовляют из сталей марок 40Х, 40Г2, 50Г2, 35ГС, 40ХНЛ9Ф с поверхностной закалкой до твердости 42–52 HRC. Предельные отклонения и допуски на шаг, диаметр

869

окружности выступов, впадин и другие конструктивные размеры зубьев в зависимости от шага и числа зубьев звездочки регламентированы ГОСТ 591–69.

ОСНОВНЫЕ СИЛОВЫЕ И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИCТИКИ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ

Работающая цепь испытывает нагрузки от натяжений в ведущей и ведомых ветвях. В ведомой ветви действуют натяжения от центробежных сил Pö и провисания цепи Pf:

ãäå A – межосевое расстояние, м; Kf = 1 + 5 cos2 γ – коэффициент, учи- тывающий угол γ наклона линии центров звездочек к горизонту.

В ведущей ветви нагрузка P1 суммируется из полезного усилия P, динамической нагрузки Pä и натяжения P2 ведомой ветви:

Динамические нагрузки вызываются неравномерностью движения цепи и ведомой звездочки, технологическими погрешностями, допущенными при изготовлении и монтаже цепи и звездочек. На динамику цепных передач неблагоприятно влияет относительное удлинение цепи в результате изнашивания ее шарнирных соединений. Длина ведущей ветви цепной передачи изменяется также вследствие радиальных биений валов и зубчатых венцов, а также наличия зазоров между ступицей звездочки и валом. В связи с этим погрешности изготовления и монтажа цепных передач должны быть в пределах допускаемых значений. На практике при расчете цепных передач буровых установок динамические нагрузки учитываются коэффициентом перегрузки.

Детали цепи испытывают повторно-переменные асимметричные нагрузки. Для цепи средняя нагрузка

Однократная смена нагрузок, происходящая за один оборот цепи, соответствует одному циклу нагружения. Период одного цикла Tö зависит от длины и скорости цепи:

Töv = L = Ltt,

870

ãäå L è Lt – длина замкнутого контура цепи, в мм и шагах; v = ztn/60 – средняя скорость цепи, мм/с; t – øàã öåïè; ìì; n – частота вращения звездочки, мин–1.

За время T (в ч) число циклов нагружения

Из формулы (23.19) следует, что в течение заданного времени число циклов нагружения одновременно работающих цепей может быть различ- ным в связи с их разной скоростью.

Передаточное число i определяют из равенства средней скорости цепи на быстроходной и тихоходной звездочках:

z1tn1 = z2tn2,

откуда

i = n1/n2 = z2/z1,

ãäå n1, z1 – частота вращения и число зубьев быстроходной звездочки; n2, z2 – то же тихоходной звездочки.

В пределах одного оборота действительная скорость цепи изменяется вследствие того, что звездочка является не цилиндром, а многогранником. С увеличением числа зубьев звездочки скорость становится более равномерной, что способствует снижению уровня динамических нагрузок в цепи и других элементах привода.

Соотношение между моментом M (в кН м) и передаваемой мощностью (в кВт) определяется известной формулой

КПД цепной передачи зависит от потерь мощности на трение в шарнирах цепи и подшипниках. Для точно изготовленных передач на подшипниках качения со струйным смазыванием цепи КПД составляет 0,96–0,98. В расчетах цепных передач буровых установок независимо от шага и числа рядов цепи принимают η = 0,97. Расчетная нагрузка на валы цепной передачи несколько больше полезного окружного усилия вследствие натяжения цепи от веса и равна для горизонтальной передачи Pâ = 1,15P, для вертикальной передачи Pâ = 1,05P.

871

23.6. СИЛОВЫЕ АГРЕГАТЫ И ДВИГАТЕЛИ СОВРЕМЕННЫХ БУРОВЫХ УСТАНОВОК

ДИЗЕЛЬНЫЕ И ДИЗЕЛЬ-ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ АГРЕГАТЫ

Эти агрегаты используют для привода основных механизмов буровых установок (буровой лебедки, ротора и буровых насосов).

Дизельный агрегат включает дизель и системы обслуживания (охлаждения, смазывания, пуска, контроля и др.), гарантирующие его надежную работу в пределах заданного срока службы. Дизель-гидравлические агрегаты оборудованы гидротрансформатором с системами его обслуживания.

Рис. 23.20. Дизель-гидравлический агрегат СА10-1 (à) и дизельная установка В2-500ТК-С4 (á)

872

873

Ï ð î ä î ë æ å í è å ò à á ë. 23.4

Дизели снабжены демпферами крутильных колебаний, обеспечивающими их работу в широком диапазоне оборотов коленчатого вала, а также системами предпускового запуска аварийно-принудительной сигнализации.

В табл. 23.4 приведена техническая характеристика дизельных агрегатов, а на рис. 23.20, 23.21 показан их общий вид и даны внешние характеристики (Nä è Mä – соответственно мощности и крутящий момент дизеля; Nà è Mà – мощность и крутящий момент агрегата; n – частота вращения выходного вала.

Дизель-гидравлический агрегат САТ-450. В буровых установках БУ2900/175ДГУМ1 и БУ1600/100ДГУ для привода основных механизмов применяют дизель-гидравлический агрегат ÑÀÒ-450, состоящий из дизеля Â8-500ÒÊ-Ñ4 и турботрансформатора с необходимыми системами

Рис. 23.21. Внешние харак-

теристики дизеля 6ЧН21/21 и агрегата СА10-1

874

их обслуживания. На рис. 23.22, à, á – приведены общий вид этого агрегата и его внешняя характеристика. Ниже даны параметры агрегата САТ-450:

Дальнейшее направление повышения эффективности привода буровых установок – использование более мощных отечественных дизелей: 6ЧН- 21/21 с номинальной мощностью 464 кВт при 1200 мин–1 и 6ЧН-26/26 с номинальной мощностью 736 кВт. С увеличением единичной мощности сокращается число дизелей буровой установки и, следовательно, упрощается конструкция силовых передач, снижаются потери от спарки дизелей. В ди- зель-электрических агрегатах, используемых в качестве источников питания электродвигателей вспомогательных механизмов буровой установки, применяют дизели ЯМЗ-238А; К-153 и У1Д6С2.

ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ

В отличие от дизеля эти двигатели преобразуют тепловую энергию в механическую не циклически, а непрерывно. На рис. 23.23, à показана простейшая схема, поясняющая принцип действия двухвального газотурбинного двигателя, который используют в приводе буровых установок. Атмосферный воздух, проходя через ступени компрессора Ê, сжимается и под давлением поступает в камеру сгорания ÊÑ. В этой камере воздух смешивается с топливом, подаваемым форсунками. В результате сгорания образовавшейся смеси создается газовый поток, который поступает в турбину компрессора ÒÊ и свободную турбину ÒÑ.

Рабочие колеса турбины компрессора и свободной турбины установлены на отдельных валах и связаны между собой газодинамически. В лопаточных аппаратах турбин энергия сжатого и нагретого газа преобразуется в механическую работу. Мощность турбины компрессора ТК расходуется на вращение компрессора и других агрегатов обслуживающих двигатель. Мощность свободной турбины ÒÑ через редуктор Ð передается на выводной вал Â, соединяемый с приводимым агрегатом. Газотурбинные двигатели снабжены устройствами для пуска, а также для автоматического и ручного управления двигателем.

Двухвальный газотурбинный двигатель обладает сравнительно высоким запасом крутящего момента (рис. 23.23, á). Максимальный момент в 1,5−2 раза превышает момент при номинальном режиме. По сравнению с

876