Максимальные нагрузки во вращателях буровых станков воспринимают зажимные патроны и шпиндель. Зажимные патроны являются наиболее ответственной частью вращателя. Если плашки с недостаточной силой зажимают верх колонны бурильных труб, то при повышении крутящего момента или осевой нагрузки может произойти пробуксовка зажимного патрона, которая приводит к образованию достаточно глубоких рисок на поверхности бурильных труб, что, в свою очередь, может служить причиной аварий, т. е. поломки бурильных труб. Риски на поверхности трубы являются концентраторами различных напряжений, приводящих к ослаблению труб в данном сечении. При излишнем зажатии бурильных труб плашками может деформироваться тело трубы. Самыми ответственными деталями механического патрона являются болты и зажимные плашки. Болт является грузовым винтом, который работает в условиях частого навинчивания и отвинчивания. Для этих болтов рекомендуется прямоугольная или упорная трапецеидальная крупная резьба.
Необходимое усилие прижатия плашек к трубе, т. е. радиальное усилие Q, зависит от передаваемого крутящего момента Мкр и осевого давления на забой Рос (или растягивающего усилия при подъёме снаряда). так как Рокр – окружное усилие на бурильной трубе, к. Гс; Дбт –диаметр бурильных труб, см; f – коэффициент сцепления между плашками и трубой, f = 0, 2 – 0, 45. Максимальное значение крутящего момента без учета инерционных нагрузок определяется величиной номинальной мощности двигателя станка N 0 с учетом коэффициента перегрузки λ при минимальной частоте вращения шпинделя nmin: Ммах = 97400. N 0 λη / nmin где η – коэффициент полезного действия передач от вала двигателя до шпинделя, η = 0, 80– 0, 85.
Далее производим расчёт удельного давления на поверхность бурильных труб. Оно определяется как q =Q /F, где F – площадь контакта плашек с трубой, см 2; Q – радиальное усилие, к. Гс. В современных конструкциях буровых станков устанавливают обычно 4 плашки. Тип зубьев плашек – усечённая пирамида с площадью вершины 1 – 2 мм 2. По ширине плашки расположено 4 ряда зубьев, а по высоте – 11. Материал плашек – специальная, прошедшая термическую обработку сталь ШХ-15 с твёрдостью НС – 53 -58.
Фактическое удельное давление на трубы определится как: где n – число плашек; S – площадь одного зуба; n 1 –число зубьев в одной плашке. Хорошее (надёжное) сцепление плашек с трубой обеспечивается только при внедрении зубьев в трубу. Минимально допустимое удельное давление на поверхности плашек, при котором происходит это внедрение, должно быть: [q]min =120 к. Гс/мм 2. Если полученная величина q> 120 к. Гс/мм 2, то будет иметь место надёжное сцепление плашек с трубой. Нередко гидроцилиндры механизма подачи используют в качестве грузовых домкратов, т. е. к шпинделю, а следовательно и к патронам, прикладывается максимальная грузоподъёмная сила. Величина этой силы может быть больше силы от совместного действия осевого усилия и крутящего момента в процессе бурения скважин. Тогда за расчётную силу при определении радиального усилия Q принимается максимальное усилие Рц, создаваемое гидроцилиндрами, т. е. Pц =n Рmax F n – число цилиндров; Дц -диаметр цилиндра, см; Рmax – максимальное давление масла в гидроцилиндре, к. Гс/см 2
Расчёт шпинделя На шпиндель в процессе работы воздействует осевая растягивающая нагрузка и крутящий момент. Напряжение растяжения в шпинделе от растягивающей нагрузки будет определяться как: Рм. п. – максимальная грузоподъёмность механизма подачи, к. Гс; F – площадь поперечного сечения шпинделя, см 2. Крутящий момент на шпинделе станка определяется как: тогда Nmax – максимальная мощность, передаваемая на шпиндель, к. Вт, nmin – минимальная частота вращения шпинделя бурового станка, об/мин; Wk-момент сопротивления сечения (полярный момент), см 3; где N 0 – номинальная мощность двигателя, к. Вт; η – к. п. д. передач от вала двигателя до шпинделя, обычно η = 0, 8 – 0, 85; λ – коэффициент возможной перегрузки двигателя.
где D, d – соответственно наружный и внутренний диаметры шпинделя, см. Расчёт шпинделя ведётся на статическую прочность. Запас прочности при этом определяется по формуле: где σ∑ - суммарное напряжение, к. Гс/см 2; [σт] – предел текучести материала труб, к. Гс/см 2 кк- коэффициент концентрации напряжений (учитывается при расчёте на прочность резьбовой части шпинделя), кк =1, 5 Определив σ∑, можно определить коэффициент запаса прочности.
Скачать презентацию Максимальные нагрузки во вращателях буровых станков воспринимают зажимные
Расчёт вращателей.ppt