Оценка динамических нагрузок и расчет уравновешивающего груза станка-качалки

Расчетная работа.docx

Цель работы: Оценка динамических нагрузок действующих на станок – качалку и расчет уравновешивающего груза.
Структурный анализ заключается в определении структуры механизма и числа степеней свободы
S = 3n – 2p5 = 3*3 – 2*4 = 1
Следовательно - механизм имеет 1 ведущее звено.
Кинематический анализ механизма
Построение планов скоростей механизма
Определение скоростей точек звеньев производится графо-аналитическим методом
VA = 1 * O1A = (*n1 30)* O1A = (*1030)*15 = 15 мс;
Изобразим вектор скорости VA из полюса плана скоростей PV . Этот вектор всегда направлен нормально к начальному звену в сторону его движения.
Примем длину вектора VA =75 мм тогда масштабный коэффициент скорости будет равен
KV = VA 45 = 15 75 = 002 мм.
В силу того что точка В принадлежит третьему звену вектор скорости VВ направлен перпендикулярно третьему звену. Кроме того вектор VВА перпендикулярен звену 2 и поэтому точку b на плане скоростей получим как точку пересечения перпендикуляров к направлениям звеньев 2 и 3 в расчетном положении проведенных соответственно через точки a и PV.
Величину скорости точки В найдем измерив длину отрезка PVb на плане скоростей и умножим ее на масштабный коэффициент.
Угловые скорости находим как разность скоростей точек на длины звеньев.
Скорость точки В и звена ВА:
VB = KV * PV(1)b = 002* 6145 = 123 мс
VBA = KV * ab = 002* 2396 = 048 мс
Угловые скорости 12 и 3 звена:
= *n1 30 = *1030 = 105 радс;
= VBA ВА = 048427 = 011 радс;
= VB О1В = 123 2 = 062 радс.
VB = KV * PV(2)b = 002* 5759 = 115 мс
VBA = KV * ab = 002* 2236 = 045 мс
= VBA ВА = 045427 = 010 радс;
= VB О1В = 115 2 = 058 радс.
VB = KV * PV(3)b = 002* 6007 = 120 мс
VBA = KV * ab = 002* 11214 = 224 мс
= VBA ВА = 224427 = 052 радс;
= VB О1В = 120 2 = 060 радс.
Построение планов ускорений механизма
Для определения величины нормальной составляющей ускорения точки А:
Для определения величины нормальной составляющей ускорения точки В:
Для определения величины нормальной составляющей ускорения второго звена:
aB(2) = aA + aBAn + aBA
Выберем масштабный коэффициент равный отношению ускорения к длине отрезка изображающего это ускорение. Для обеспечения требуемой точности построения принимаем длину равной 80 мм.
aAn = 12 * OA = 1052 * 15 = 165 мс2;
KA = aAn 80 = 165 80 = 0020 (мс2)мм
Определяем величину нормальной составляющей ускорения точки А:
Определяем величину нормальной составляющей ускорения плечо О1В:
aB(3) = aBО2n + aBО2
aBn = 32 * O2B = 0622*2=076 мс2 = (38мм)
Определяем величину нормальной составляющей ускорения второго звена:
aBAn = 22 * AB = 0.112 * 427 = 005 мс2;
an1 = aBAn KA = 005 002 =(25 мм)
Нормальная составляющая ускорения точки В:
аnВ = ( 062 )2× 2 = 076 мс2 =(385мм)
Определяю полное ускорение точки b:
аВ = 585× 002 = 117 мс2
Определяю угловое ускорение третьего звена:
= 088 2 = 044 радс2;
Определяю угловое ускорение второго звена:
= 087 427 = 02 радс2;
Нормальная составляющая полного ускорения точки С:
аnС = ( 062 )2× 2 = 076 мс2
Касательная составляющая полного ускорения точки С:
аС = 044 × 2 = 088 мс2
Нахожу ускорение точки D:
Нормальная составляющая полного ускорения четвертого звена
аnDC = ( 4 )2× DC =0;
Полное ускорение точки D:
аD = 585 × 0.02 = 117 мс2;
Определяю угловое ускорение четвертого звена:
= 0043 4003775 = 0000011 радс2
Определяю величину нормальной составляющей ускорения точки А:
аnА = ( 105 )2× 15 = 165 мс2
Определяю ускорение точки В:
Нормальная составляющая ускорения второго звена:
аnВА = ( 01)2× 427 = 0042 мс2
аnВ = ( 058 )2× 2 = 067 мс2
Определяем полное ускорение точки b:
аВ = 867× 002 = 173 мс2;
= 172 2 = 086 радс2;
= 097 427 = 023 радс2;
аnС = ( 058 )2× 2 = 067 мс2
аС = 086 × 2 = 172 мс2
нормальная составляющая полного ускорения четвертого звена
аD = 72 × 0.02 = 144 мс2;
= 096 4003775 = 000024 радс2;
аnВА = ( 052)2× 427 =115 мс2
аnВ = ( 06 )2× 2 = 072 мс2
аВ = 162× 002 = 324 мс2;
= 124 427 = 029 радс2;
аnС = ( 06 )2× 2 = 072 мс2
аС = 158 × 25 = 316 мс2
аD = 126 × 0.02 = 252 мс2;
= 205 4003775 = 000051 радс2;
Уравновешивание привода ШГН
Определяю вес столба жидкости без учета динамического уровня жидкости:
Ржд = Fn × H × ρ × g;Где:
Н – глубина скважины;
– плотность внутрискважинной жидкости;
g – ускорение свободного падения;
Fn – площадь плунжера насоса;
Fn = × r2 = 314 × 00162 = 08×10 -3 м2
Ржд = 08×10 -3 × 4000 × 900 × 981 = 28 252 кг;
Определяю вес колонны штанг в воздухе:
Ршт = gштанг × Н × g;
gштанг – вес 1 метра насосных штанг;
Ршт = 4 × 4000 × 981 = 156960 кг;
Определяю вес штанг в жидкости:
γ – коэффициент потери веса штанг в жидкости (089)
Gшт.жд = 089 ×156960 = 139964 кг;
Определяю силу инерции:
Fин =139964 ×252 981 = 358846 Н;
Определяю коэффициент учитывающий соотношение диаметров штанг и труб:
= fтр ( fтр + fср.);
= 1275 ( 1275 + 31016 ) = 08;
Определяю удлинение колонны штанг от веса столба жидкости:
λ = ( Ржд × Н )( Е × fср.);
λ = (28 252 × 4000 )( 21×105 × 31016 ) = 173 501 ×10-5 м;
Определяю максимальную и минимальную нагрузки в точке подвеса штанг:
Pмах = Ржд + Pшт.жд + 0011× ( Dпл dср.шт ) × n × Ршт × √ ×S - λ + 1000;
Pмин = Ржд - 0011× ( Dпл dср.шт ) × n × Ршт × √ ×S - λ - 1000;
Pмах = 28 252 + 139964 + 0011 × (0028005)× 2× 156960 × 0116 +1000 ;
Pмин = 28 252 - 0011 × (0028005)× 2× 156960 × 0116 -1000;
Определим уравновешивающий момент:
Мур = S × (Pмах + Pмин ) 2g;
Мур = 09 × ( 171459 + 27008 ) 1962 = 9103 кг × м;
По графику уравновешивания привода ШГН и рассчитанному уравновешивающему моменту определяем радиус установки противовесов и количество противовесов.

Кинематика 3 пол в масшт 0,04.frw

Реферат.docx

Исходные данные к расчетно-графической работе
Глубина скважины - 4000 м
Производительность ПШГН – 35 тоннсутки
Длина хода полированного штока – 3000 мм
Размер плеча балансира – 2000 мм
Число качаний в минуту – 10
Диаметр плунжера погружного насоса – 32 мм
Диаметр полых штанг - 50 мм
Вес 1 м штанг – 4 кг
Цель работы: Оценка динамических нагрузок действующих на станок – качалку и расчет уравновешивающего груза.
Структурный анализ заключается в определении структуры механизма и числа степеней свободы
S = 3n – 2p5 = 3*3 – 2*4 = 1
Следовательно - механизм имеет 1 ведущее звено.
Кинематический анализ механизма
Построение планов скоростей механизма
Определение скоростей точек звеньев производится графо-аналитическим методом
VA = 1 * O1A = (*n1 30)* O1A = (*1030)*15 = 15 мс;
Изобразим вектор скорости VA из полюса плана скоростей PV . Этот вектор всегда направлен нормально к начальному звену в сторону его движения.
Примем длину вектора VA =75 мм тогда масштабный коэффициент скорости будет равен
KV = VA 45 = 15 75 = 002 мм.
В силу того что точка В принадлежит третьему звену вектор скорости VВ направлен перпендикулярно третьему звену. Кроме того вектор VВА перпендикулярен звену 2 и поэтому точку b на плане скоростей получим как точку пересечения перпендикуляров к направлениям звеньев 2 и 3 в расчетном положении проведенных соответственно через точки a и PV.
Величину скорости точки В найдем измерив длину отрезка PVb на плане скоростей и умножим ее на масштабный коэффициент.
Угловые скорости находим как разность скоростей точек на длины звеньев.
Скорость точки В и звена ВА:
VB = KV * PV(1)b = 002* 6145 = 123 мс
VBA = KV * ab = 002* 2396 = 048 мс
Угловые скорости 12 и 3 звена:
= *n1 30 = *1030 = 105 радс;
= VBA ВА = 048427 = 011 радс;
= VB О1В = 123 2 = 062 радс.
VB = KV * PV(2)b = 002* 5759 = 115 мс
VBA = KV * ab = 002* 2236 = 045 мс
= VBA ВА = 045427 = 010 радс;
= VB О1В = 115 2 = 058 радс.
VB = KV * PV(3)b = 002* 6007 = 120 мс
VBA = KV * ab = 002* 11214 = 224 мс
= VBA ВА = 224427 = 052 радс;
= VB О1В = 120 2 = 060 радс.
Построение планов ускорений механизма
Для определения величины нормальной составляющей ускорения точки А:
Для определения величины нормальной составляющей ускорения точки В:
Для определения величины нормальной составляющей ускорения второго звена:
aB(2) = aA + aBAn + aBA
Выберем масштабный коэффициент равный отношению ускорения к длине отрезка изображающего это ускорение. Для обеспечения требуемой точности построения принимаем длину равной 80 мм.
aAn = 12 * OA = 1052 * 15 = 165 мс2;
KA = aAn 80 = 165 80 = 0020 (мс2)мм
Определяем величину нормальной составляющей ускорения точки А:
Определяем величину нормальной составляющей ускорения плечо О1В:
aB(3) = aBО2n + aBО2
aBn = 32 * O2B = 0622*2=076 мс2 = (38мм)
Определяем величину нормальной составляющей ускорения второго звена:
aBAn = 22 * AB = 0.112 * 427 = 005 мс2;
an1 = aBAn KA = 005 002 =(25 мм)
Нормальная составляющая ускорения точки В:
аnВ = ( 062 )2× 2 = 076 мс2 =(385мм)
Определяю полное ускорение точки b:
аВ = 585× 002 = 117 мс2
Определяю угловое ускорение третьего звена:
= 088 2 = 044 радс2;
Определяю угловое ускорение второго звена:
= 087 427 = 02 радс2;
Нормальная составляющая полного ускорения точки С:
аnС = ( 062 )2× 2 = 076 мс2
Касательная составляющая полного ускорения точки С:
аС = 044 × 2 = 088 мс2
Нахожу ускорение точки D:
Нормальная составляющая полного ускорения четвертого звена
аnDC = ( 4 )2× DC =0;
Полное ускорение точки D:
аD = 585 × 0.02 = 117 мс2;
Определяю угловое ускорение четвертого звена:
= 0043 4003775 = 0000011 радс2
Определяю величину нормальной составляющей ускорения точки А:
аnА = ( 105 )2× 15 = 165 мс2
Определяю ускорение точки В:
Нормальная составляющая ускорения второго звена:
аnВА = ( 01)2× 427 = 0042 мс2
аnВ = ( 058 )2× 2 = 067 мс2
Определяем полное ускорение точки b:
аВ = 867× 002 = 173 мс2;
= 172 2 = 086 радс2;
= 079 427 = 023 радс2;
аnС = ( 058 )2× 2 = 067 мс2
аС = 086 × 2 = 172 мс2
нормальная составляющая полного ускорения четвертого звена
аD = 72 × 0.02 = 144 мс2;
= 096 4003775 = 000024 радс2;
аnВА = ( 052)2× 427 =115 мс2
аnВ = ( 06 )2× 2 = 072 мс2
аВ = 162× 002 = 324 мс2;
= 124 427 = 029 радс2;
аnС = ( 06 )2× 2 = 072 мс2
аС = 158 × 25 = 316 мс2
аD = 126 × 0.02 = 252 мс2;
= 205 4003775 = 000051 радс2;
Уравновешивание привода ШГН
Определяю вес столба жидкости без учета динамического уровня жидкости:
Ржд = Fn × H × ρ × g;Где:
Н – глубина скважины;
– плотность внутрискважинной жидкости;
g – ускорение свободного падения;
Fn – площадь плунжера насоса;
Fn = × r2 = 314 × 00162 = 08×10 -3 м2
Ржд = 08×10 -3 × 4000 × 900 × 981 = 28 252 кг;
Определяю вес колонны штанг в воздухе:
Ршт = gштанг × Н × g;
gштанг – вес 1 метра насосных штанг;
Ршт = 4 × 4000 × 981 = 156960 кг;
Определяю вес штанг в жидкости:
γ – коэффициент потери веса штанг в жидкости (089)
Gшт.жд = 089 ×156960 = 139964 кг;
Определяю силу инерции:
Fин =139964 ×252 981 = 358846 Н;
Определяю коэффициент учитывающий соотношение диаметров штанг и труб:
= fтр ( fтр + fср.);
= 1275 ( 1275 + 31016 ) = 08;
Определяю удлинение колонны штанг от веса столба жидкости:
λ = ( Ржд × Н )( Е × fср.);
λ = (28 252 × 4000 )( 21×105 × 31016 ) = 173 501 ×10-5 м;
Определяю максимальную и минимальную нагрузки в точке подвеса штанг:
Pмах = Ржд + Pшт.жд + 0011× ( Dпл dср.шт ) × n × Ршт × √ ×S - λ + 1000;
Pмин = Ржд - 0011× ( Dпл dср.шт ) × n × Ршт × √ ×S - λ - 1000;
Pмах = 28 252 + 139964 + 0011 × (0028005)× 2× 156960 × 0116 +1000 ;
Pмин = 28 252 - 0011 × (0028005)× 2× 156960 × 0116 -1000;
Определим уравновешивающий момент:
Мур = S × (Pмах + Pмин ) 2g;
Мур = 09 × ( 171459 + 27008 ) 1962 = 9103 кг × м;
По графику уравновешивания привода ШГН и рассчитанному уравновешивающему моменту определяем радиус установки противовесов и количество противовесов.

Чертеж лебедки (компас версия облегченная).cdw

Лебедка буровая с двухсекционным

Чертеж Разрез.cdw

Вид лебедки в разрезе

План скоростей.frw

Чертеж1.cdw

Курсовая лебедка.docx

Выбор подъемной системы буровой установки
1 Общее описание буровой установки
2 Выбор буровой установки для основного ствола
3 Проектирование конструкции скважины
Расчет и конструирование талевой системы
1 Грузоподъемность талевой системы.
2 Максимальная нагрузка от бурильной колонны.
3 Оснастка талевой системы.
4 Натяжение ветвей талевой системы и коэффициент полезного действия.
7 Выбор диаметра канатного шкива и профиля канавки под канат.
8 Расчет заправочной длины (выбор оптимальной длины).
9 Расчет каната на прочность
10 Определение расчетных нагрузок
11 Расчет опор канатных шкивов на долговечность.
12 Расчет оси талевого блока
13 Выбор талевого блока УТБА 5-225.
Расчет и конструирование буровой лебедки
1 Анализ конструкций буровых лебедок отечественного производства
2 Анализ конструкций буровых лебедок зарубежного производства
3 Описание выбранного прототипа
4. Обоснование конструктивно-кинематической схемы лебедки.
5. Расчет мощности двигателя и определение основных параметров подъемного агрегата.
7 Расчет бочки барабана на статическую прочность
Выбор подъемной системы буровой установки
Для различных условий работы проектируются СПК отличающиеся компоновкой и назначением оборудования. Общей составляющей компоновок СПК при лебедочном спуско-подъеме является подъемная система.
Подъемная система установки (рис. 1.3) представляет собой полиспастный механизм состоящий из кронблока 4 талевого (подвижного) блока 2 стального каната 3 являющегося гибкой связью между буровой лебедкой 6 и механизмом крепления неподвижного конца каната 7. Кронблок устанавливается на верхней площадке буровой вышки 5. Подвижный конец А каната 3 крепится к барабану лебедки 6 а неподвижный конец Б – через приспособление 7- к основанию вышки. К талевому блоку присоединяется крюк 1 на котором подвешивается на штропах элеватор для труб или вертлюг. При вращательном бурении на крюке подвешивается вращатель с патроном. В настоящее время талевый блок и подъемный крюк во многих случаях объединяют в один механизм – крюкоблок.
Оборудование подъемной системы работает в режиме повторно-кратковременных меняющихся по величине нагрузок.
Для определения нагрузок и времени их действия конструктор должен хорошо представлять технологический процесс бурения и ремонта скважин.
При прерывистом способе подъемных операций (СПО) на установках с ротором в строгой последовательности повторяются следующие операции.
4825-5842000Рис. 2. Основной вид подъемного комплекса: 1 - крюк; 2 — талевый блок; 3 - несущие струны; 4 — кронблок; 5 - вышка; 6 — лебедка; 7 - механизм крепления неподвижного конца каната; О - ось скважины; А Б- ведущая и неподвижная струны каната
подъем колонны на длину одной свечи;
установка колонны на ротор с помощью элеватора (клиньев) освобождение поднятой свечи от растягивающих усилий;
отвинчивание поднятой свечи;
установка отвинченной свечи на подсвечник и за палец вышки;
спуск талевого блока с крюком и ненагруженным элеватором;
перекидка штропов на ненагруженный элеватор (захват бурильной колонны элеватором).
подъем ненагруженного элеватора;
захват и перенос следующей свечи из-за пальца и с подсвечника;
свинчивание свечи со спущенной в скважину колонной;
приподъем (натяжение) колонны для освобождения от клиньев или элеватора;
спуск колонны на длину одной свечи;
установка колонны на ротор на элеваторе (на клиньях);
перекидка штропов на свободный элеватор (снятие элеватора с колонны).
При СПО подъем крюка под нагрузкой осуществляется во время извлечения колонны из скважины а с ненагруженным элеватором – во время спуска колонны.
Спуск крюка под нагрузкой осуществляется при опускании колонны в скважину а без нагрузки – при подъеме колонны из скважины.
При выборе буровой установки исходят из того что бы соблюдались следующие условия: критическая нагрузка была бы больше нагрузки в процессе бурения и крепления оснастка и диаметр талевого каната обеспечивали безаварийную работу на буровой.
Высота вышки согласно ГОСТ 12.2.041-79 должна обеспечивать безопасность работ при подъеме талевого блока на максимальной скорости с учетом запаса высоты для установки ограничителя подъема талевого блока.
С учетом этих условий а также на основе работы на данной группе площадей на идентичных скважинах делаем следующий вывод: для бурения скважины выбираем буровую установку согласно ГОСТу – БУ 4000250 ДГУ
Комплектные буровые установки БУ4000250 ДЭП-БМ с тиристорным электроприводом постоянного тока основных механизмов в блочно-модульном исполнении предназначены для бурения разведочных и эксплуатационных скважин на нефть и газ роторным способом и забойными двигателями в не электрифицированных районах.
Технические характеристики:
Допускаемая нагрузка на крюке тс (кН) 250(2500)
Условная глубина бурения м 4000
Длина бурильной свечи м 25 и 27
Тип привода регулируемый тиристорный постоянного тока
Полезная высота вышки м 45
Механизм подъема вышки встроенный
Тип блочное разборное
Высота основания (отметка пола буровой) м 85
Диаметр талевого каната мм 28
Наибольшая оснастка талевой системы 5х6
Расчетная мощность на входном валу кВт 750
Грузоподъемность тс (кН) 250 (2500)
Расчетная мощность привода ротора не более кВт 630
Диаметр отверстия в столе ротора мм 700
Допускаемая статическая нагрузка тс 250
Мощность насоса кВт 950
Максимальная подача лс 46
Максимальное давление МПа 32
Количество буровых насосов2
Циркуляционная система
Общий полезный объем м3 200
Количество ступеней очистки 4
Число спущенных в скважину обсадных колонн (наружный диаметр длина) диаметры ствола под каждую колонну местоположение интервалов цементирования (глубина верхней и нижней границ) определяют понятие конструкции скважины.
Выбор конструкции скважины является основным этапом ее проектирования и должен обеспечить высокое качество строительства скважины как долговременно эксплуатируемого сложного нефтепромыслового объекта. А также должен обеспечить предотвращение аварий и осложнений в процессе бурения и создание условий для снижения затрат времени и материально-технических средств на бурение.
Выбор конструкции скважины следует производить по утвержденных Министерством топлива и энергетики. Согласно этим указаниям конструкция скважины должна обеспечивать:
безусловное доведение скважины до проектной глубины;
осуществление заданных способов вскрытия продуктивных горизонтов и методов их эксплуатации;
предотвращение осложнений в процессе бурения и условия позволяющие полностью использовать потенциальные возможности техники и технологических процессов;
минимум затрат на строительство скважины как законченного объекта в целом.
Количество обсадных колонн необходимых для обеспечения перечисленных требований проектируется исходя из несовместимости условий бурения отдельных интервалов скважины.
Под несовместимостью условий бурения понимается такое их сочетание когда заданные параметры технологических процессов бурения нижележащего интервала скважины вызовут осложнения в пробуренном вышележащем интервале если последний не закреплен обсадной колонной а проведение дополнительных специальных технологических мероприятий по предотвращению этих осложнений невозможно. С учетом всех требований и расчетов строим геолого-технический наряд (Приложение 1)
Номинальная грузоподъемность талевой системы определяется максимальным весом бурильной или обсадной колонн висящих на крюке. Выбор оборудования зависит от диаметра скважине и операций которые будут производиться при помощи талевой системы. На скважине производится 3 основным вида операций с использованием талевой системы:
спуско-подъемные операции (СПО);
Схема скважины приведена на рис. 1.
Скважина делится на 4 ступени:
Рис. 3 Схема скважины.
Номинальная грузоподъемность талевой системы определяется максимальным весом бурильной или обсадной колонн висящих на крюке.
Максимальная нагрузка от бурильной колонны определяется уравнением:
гдеG - вес элеватора и верхней части бурильной колонны находящейся над устьем скважины. Принимаем буровую установку БУ 4000250 ДГУ. (см. табл. 1).
Табл. 1 Технические характеристики БУ 4000250 ДГУ
Наименование параметров
Допускаемая нагрузка на крюке т
Условная глубина бурения м
Скорость подъема крюка мс
Диаметр отверстия в стволе ротора мм
Расчетная мощность привода ротора кВт
Мощность бурового насоса кВт
Расчетная мощность на валу буровой лебедки кВт
Размеры барабана (диаметр x длина) м
Диаметр шкивов (наружный) мм
Максимальное давление развиваемое буровым насосом МПа
Максимальная подача бурового насоса лс
Полезная высота вышки м
Нагрузка на подроторные балки
Нагрузка на подсвечник
Номинальная длина бурильной свечи м
Длина ведущей трубы м не более
Диаметр бурильных труб мм
Общий полезный объем циркуляционной
Т.к. подъем производится после механического бурения то
где Gр.т — вес ведущей трубы или части ее;
Gв — вес вертлюга [2 П8]
где – вес одного метра ведущей трубы;
– длина ведущей трубы.
- коэффициент учитывающий действие сил Архимеда на бурильную колонну;
Коэффициент определяем по формуле:
где – удельный вес промывочной жидкости;
– удельный вес материала бурильных труб.
q – средний вес 1 м длины бурильной колонны;
Р – постоянный вес нижней части бурильной колонны;
где Gу.б.т — вес утяжеленных бурильных труб;
Gд — вес породоразрушающего инструмента.
где – вес одного метра УБТ;
q – средний вес 1 м длины УБТ;
где — длина утяжеленных бурильных труб [2 П6];
– длина породоразрушающего бурового инструмента с переводником принимается 03 09 м.
Рд — динамическая нагрузка на рабочий механизм действующая в начале подъема в период неустановившегося движения.
где а – замедление верхней части бурильной колонны при торможении а=025-2 мс2 [12 табл. 9 с. 71];
g - ускорение силы тяжести g=981 мс2;
Q - вес колонны в воздухе.
где Gв – вес вертлюга [11 П8].
Максимальный вес обсадной колонны.
где GЭ = 155 кг – вес элеватора для спуска обсадной колонны и части колонны над устьем скважины [11 П7];
qK = 26 кг – вес 1 м длины обсадной колонны (П10);
LK = 3500 – длина обсадной колонны;
PK – вес оборудования низа обсадной колонны (обратного клапана башмака и т.д.) в предварительных условиях не учитывается;
f – коэффициент сопротивления движению колонны в скважине учитывающий трение колонны о стенки скважины обычно принимают f=11 12.
Принимаем для дальнейших расчетов как наибольшее.
Допустимая максимальная кратковременно действующая нагрузка на подъемную часть является максимальной грузоподъемностью талевой системы и определяется уравнением:
где — коэффициент запаса грузоподъемности который в зависимости от условии бурения скважин следует принимать равным 13-15.
Принимаем равным 1200 кН.
Порядок прохождения талевого каната через канатные шкивы кронблока и талевого блока имеет существенное значение для распределения нагрузки на ноги вышки и для правильной навивки каната на барабан лебедки а также влияет на срок службы каната. В талевой системе число шкивов кронблока всегда на один больше чем в талевом блоке а количество ветвей в оснастке четное:
гдеuт.б и uк.б – число шкивов талевого блока и кронблока.
Предварительно принимаем канат 1-28-1800-В ГОСТ 16853-88. Усилие на разрыв данного каната составляет 1800 кН.
По номограмме (рис. 4) принимаем оснастку 5x6.
Чем больше шкивов и ветвей в оснастке тем сильнее истирается канат а чем меньше шкивов и ветвей тем канат более нагружен и сокращается его усталостная долговечность. Увеличение кратности оснастки способствует повышению объема СПО выполняемых канатом до разрушения из-за усталостных повреждений.
На рис. 4 приведена номограмма для расчета запаса прочности талевых канатов в зависимости от нагрузки на крюке диаметра каната и кратности оснастки. На крайней правой шкале показана ожидаемая относительная долговечность каната в зависимости от запаса прочности установленная по данным натурных испытаний каната на усталость. За 100 % долговечности условно принято число циклов до разрушения каната от усталости при пятикратном запасе прочности.
Рис. 4 Номограмма для расчета запаса прочности талевых канатов
Натяжение Рх.к в подвижной ветви каната навивающегося на барабан лебедки и Рм.к в неподвижной ветви при заданной нагрузке Q на крюке (кН) при весе подвижных частей талевой системы Fт указанных в табл. 3.1 и заданной оснастке определяются по соответствующей формуле табл. 14 [13].
Табл. 14 Напряжения в ветвях каната
подвижной ветви Pх.к. кН
неподвижной ветви Pм.к. кН
В таблице 14 приняты следующие обозначения:
– число ветвей талевой системы (кратность полиспаста);
– КПД талевой системы.
– приведенный КПД одного шкива который принимается равным 097 [13].
По табл. 3.2 [11 стр. 69] выбираем следующие КПД:
При подъеме инструмента натяжение в подвижной ветви примет значение
При спуске инструмента натяжение в подвижной ветви примет значение
При подъеме инструмента натяжение в неподвижной ветви примет значение
При спуске инструмента натяжение в неподвижной ветви примет значение
Натяжения в струнах каната определится по следующим формулам:
а) при подъеме крюка:
где – коэффициент зависящий от жесткости каната и от величины потерь на трение в опорах канатного шкива
Рисунок 5 – Натяжение струн
В промышленности в настоящее время канаты изготавливаются в соответствии с ГОСТ 2688-69 и ГОСТ 14954-69 а также специальные талевые канаты для эксплуатационного и разведочного бурения изготавливаемые по ГОСТ 16853-88 в трех исполнениях:
с металлическим сердечником (м. с);
с органическим трехпрядным сердечником (о. с.);
с пластмассовым стержневым сердечником (и. с.).
Долговечность стальных канатов существенно зависит от материала и конструкции их сердечника препятствующего смещению прядей и смятию каната под действием осевых и радиальных нагрузок. Канаты с органическим сердечником из растительных волокон (пенька сизаль манила) наиболее гибкие. Канаты с пластмассовыми и металлическими сердечниками обладают большей сопротивляемостью поперечному сжатию благодаря чему лучше сохраняют свою форму при огибании шкивов и намотке на барабан. Лабораторные и промысловые испытания на буровых показали что наработка талевых канатов с пластмассовым сердечником на 20—30 % превышает наработку однотипных канатов с пеньковым сердечником.
Для защиты от износа и атмосферной коррозии канат покрывают при свивке специальными смазками. Смазки для талевых канатов наряду с антикоррозионными и антифрикционными свойствами должны обладать достаточной прилипаемостью (адгезией) и температурной стойкостью. Повышенные требования к адгезионным свойствам смазок обусловлены действием значительных центробежных сил отбрасывающих смазку с поверхности каната при огибании шкивов и барабана.
Физико-механические свойства смазки должны сохраняться при температурах от -50 до +50 °С характерных для северных и южных районов бурения. Указанным требованиям наиболее полно отвечают смазки Московского нефтемаслозавода специально разработанные для талевых канатов. Однако из-за ограниченных объемов производства эти смазки не получили распространения. Взамен используются смазки 39-У. Смазку наносят тонким слоем внутрь прядей и на поверхность канатов в процессе их изготовления. Органические сердечники каната пропитываются противогнилостными и антикоррозионными составами.
Талевые канаты изготовляют двойной свивкой проволок в круглые пряди а последних - в однослойные шестипрядные канаты (тросы). Шестипрядная конструкция обладает рациональным соотношением диаметров прядей и сердечника при котором обеспечивается выгодное сочетание прочности и гибкости каната.
По способу свивки канаты тросовой конструкции подразделяются на обыкновенные и нераскручивающиеся. В обыкновенных канатах проволоки сохраняют напряжения порождаемые их упругой деформацией в процессе свивки прядей и каната. Нераскручивающиеся канаты свиваются из предварительно деформированных проволок и прядей. В результате предварительной деформации проволоки и пряди приобретают геометрические формы соответствующие их положению в готовом канате. Вследствие этого уменьшаются свивочные напряжения что способствует снижению момента упругой отдачи каната и повышению его гибкости и выносливости.
В результате сравнительных натурных испытаний установлено что выносливость нераскручивающихся канатов на 25—30 % больше чем канатов с обыкновенной свивкой поэтому талевые канаты изготовляют нераскручивающимися. Способ свивки определяется по поведению "проволок и прядей в готовом канате. В обыкновенном канате при освобождении его концов от перевязок пряди самопроизвольно расплетаются и требуются сравнительно большие усилия для их обратной укладки. Пряди нераскручивающихся канатов не расплетаются и легко укладываются в свое первоначальное положение.
Согласно ГОСТ 16853—88 талевые канаты в процессе изготовления подвергаются опрессовке на рихтовальных устройствах способствующей повышению срока их службы.
В зависимости от взаиморасположения проволок в прядях различают канаты с точечным (ТК) и линейным (ЛК) касанием (контактом) проволок. Канаты с линейным касанием проволок более долговечны. Испытания показывают что их наработка в 15—2 раза превышает наработку канатов с точечным касанием. Талевые канаты относятся к типу ЛК-РО отличающемуся тем что в отдельных слоях пряди используются проволоки разного (Р) и одинакового (О) диаметров. Каждая прядь талевого каната содержит 31 проволоку. Эти проволоки свиты в три слоя: (1+6)+(6.6)+12. Первый слой (1+6) состоит из шести проволок одинакового диаметра и центральной проволоки. Второй слой (6.6) состоит из шести толстых и шести тонких проволок а третий - из двенадцати проволок более толстых чем в первом и втором слоях. Благодаря принятой конструкции прядей обеспечиваются достаточная гибкость и износостойкость талевого каната необходимые для его эффективной работы.
По табл. 3.9 [11 стр. 82] выбираем канат марки 1-28-1800-В ГОСТ 16853-68.
Коэффициенты характеризующие канат
Для оценки свойств каната служат следующие конструктивные показатели.
Коэффициент конструктивной плотности каната k3 или коэффициент заполнения т. е. отношение площади поперечного сечения проволок составляющих канат к площади поперечного сечения каната:
гдеkз - коэффициент заполнения для талевых канатов равный 05 - 06;
dк - номинальный диаметр каната мм.
Коэффициент гибкости kг; т. е. отношение диаметра каната к среднему диаметру проволоки:
Этот коэффициент характеризует способность каната к изгибу в пределах упругой деформации за счет внутреннего скольжения проволок. Для талевых канатов величина этого коэффициента составляет 12-16.
Удлинение канатов l. В стальном канате при нагрузке происходит взаимное перемещение проволок и прядей вызывающее изменение первоначальной формы каната. При этом канат несколько удлиняется а его сечение деформируется превращаясь из круглого в овальное. Новые канаты удлиняются под нагрузкой вследствие усадки сердечника и перемещения проволок и прядей.
Такое удлинение называемое конструкционным является неупругим и равно 02-6% первоначальной длины каната к концу работы каната удлинение может еще увеличиться.
Упругие деформации каната зависят от его модуля упругости а пределом упругости упр считается напряжение при котором остаточное удлинение не превышает 2 % принятого для контроля расстояния.
Коэффициент упругости каната - это отношение предела упругости к временному сопротивлению разрыву проволок
Временное сопротивление разрыву МПа
Коэффициент упругости
С увеличением числа повторных свивок проволок в канате (проволок в прядях и прядей в канате) и углов свивки модуль упругости каната снижается. Меняются и зависящие от этой характеристики упругие и остаточные деформации.
7 Выбор диаметра канатного шкива и профиля
Практикой установлено следующее соотношение между диаметром каната dк и диаметром канатного шкива Dш по ручью [15]:
В американской практике значения Dш определяются по следующей формуле [15]:
Dш = Nmax +Px.кmax Pp * dк
где Nmax - безразмерный коэффициент
Рр – разрывное усилие в канате в целом кН;
dк – диаметр каната; мм.
Принимаем Dш равным 900 мм.
Важное значение для нормальной работы каната имеет правильное очертание ручья шкива. На рис. 5 представлен профиль канавки шкива. Там же представлена связь элементов профиля с диаметром каната dк [14 с. 191]:
Принимаем радиус равным 15 мм.
Рис. 5 Профиль канавки канатного шкива.
Для предотвращения интенсивного изнашивания канатов и боковых стенок канавок шкивов угол развала их в талевых системах принимается не менее 50º. Чистота поверхности канавки должна быть не ниже значений приведенных на рис. 4. Канавка должна быть закалена ТВЧ (или пламенем) до твердости HRC>45 [16] на глубину не менее 3 мм.
Давление между канатом и канавкой [17] :
гдеPн — номинальное натяжение каната МН.
Принимаем материал шкива – среднеуглеродистая сталь канавки обработаны до чистоты Ra12.5 [р] = 600–700 МНм2.
В зависимости от высоты вышки и схемы оснастки используют следующую заправочную длину канатов [11]:
Табл. 15 Заправочная длина канатов
Заправочная длина каната при оснастке м
При полезной высоте вышки 45 м по таблице принимаем заправочную длину каната равной 570 м.
Для сокращения расхода каната необходимо использовать талевые канаты увеличенной длины и эксплуатировать их с перепуском. Исследованиями установлено что для серийных буровых установок грузоподъемностью 1250 кН (с талевой системой) целесообразно использовать канаты длиной до 2000 м а на установках грузоподъемностью 2000 или 3000 кН — 1700 м. Увеличение длины канатов нежелательно ввиду больших трудностей связанных с производством ”длинных” канатов.
9 Расчет каната на прочность.
Выбранный по разрывному усилию Рр канат проверяется на суммарное напряжение от растягивающих изгибающих и динамических усилий по формуле
гдер — напряжение от растягивающей нагрузки МПа;
н — напряжение от изгибающего момента МПа;
д — напряжение учитывающее неравномерность нагрузки принимается приблизительно равным 10% от растягивающей нагрузки МПа.
гдеРх.к.mах - натяжение каната набегающего на барабан при максимальной нагрузке в режиме торможения МН;
Fп— площадь поперечного сечения проволок каната м2;
—диаметр проволочек в канате см;
i –число проволок в канате.
Напряжение изгиба [3]:
гдеEк –модуль упругости каната.
- относительное удлинение проволоки пряди при перегибе на шкиве
здесьDш — диаметр канатного шкива по дну канавки см.
Далее определяем действительный коэффициент запаса прочности:
Нагрузка на талевый блок
гдеQ - нагрузка на крюке талевой системы кН;
Gк – вес крюка кН.(КТБ-4-140Бр m=1400 кг.)
Нагрузка на ветви талевого каната
гдеGб – вес талевого блока кН.(248 т.)
Нагрузка на кронблок с учетом веса талевого блока и веса каната (в кН)
где Pх.к и Pм.к – натяжение ведущей и закрепленной ветви талевого каната кН.
Максимальные расчетные нагрузки будут при наибольшей (максимальной) нагрузке на крюке.
Расчет и подбор подшипников выполняется после определения нагрузок и предшествует расчету осей блоков.
В кронблоках и талевых блоках применяются преимущественно роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами. Они обладают значительно большей радиальной грузоподъемностью чем шарикоподшипники. При одинаковом диаметре и нагрузке роликовые подшипники легкой серии в четыре раза долговечнее шариковых той же серии. Кроме того в проектируемых узлах отсутствует осевая нагрузка а оборотность значительно ниже допускаемой.
Принимая во внимание необходимость осевой фиксации шкивов чаще используют роликоподшипники с одной ребордой на наружном или внутреннем кольце (условное обозначение типа 12000 или 42000) рис. 6.
По методике подбора стандартных подшипников – ГОСТ 18854-73 и ГОСТ 18855-73 – различают подбор подшипников:
- по динамической грузоподъемности для предупреждения усталостного выкрашивания;
- по статической грузоподъемности для предупреждения статических деформаций.
Первая методика рассматривается ниже а расчет статической грузоподъемности необходимо выполнять в том случае если в процессе эксплуатации возможны аварийные режимы нагружения и появление нагрузок кратно превышающих эквивалентную расчетную.
Рис. 6. Установка подшипников:
– шкив; 2 – кольцо пружинное; 3 – подшипник; 4 – крышка; 5 6 – кольца распорные
Выбор подшипников по динамической грузоподъемности C (по заданному ресурсу или долговечности) выполняют если частота вращения n10 мин-1 и нагрузка P 0.5С. Условие подбора: Спотр Спасп.
Потребная динамическая грузоподъемность определяется расчетом эквивалентной динамической нагрузки на подшипник по циклограмме действительного нагружения. Если такой циклограммы нет эквивалентную нагрузку определяют по рекомендациям основанным на имеющемся опыте эксплуатации подобных машин.
Подшипники шкивов подбирают для наиболее нагруженного и вращающегося с наибольшей скоростью шкива кронблока ведущей ветви. Эквивалентная нагрузка на подшипник определяется по формуле:
k – коэффициент нагрузки; k= 035 04.
Для ориентировочных расчетов при выборе подшипника по приближенной эквивалентной нагрузке Pэ применяют уравнение:
fd – коэффициент динамического нагружения учитывающий безопасность и надежность работы механизма (для канатных шкивов рекомендуется брать fd=45 5);
fn - коэффициент частоты вращения выбирается по числу оборотов подшипника n.
Число оборотов наиболее нагруженного шкива:
m - число рабочих струн;
Vк - скорость подъема крюка талевой системы;
D - диаметр шкива по центру каната (D = Dш + dк) ;
dк - диаметр каната.
Динамическая грузоподъемность и ресурс связаны эмпирической зависимостью:
L10 - ресурс млн. оборотов;
Pэ -эквивалентная нагрузка;
p = 3 для шариковых и p = 103 для роликовых подшипников.
Номинальная долговечность в часах при постоянной частоте вращения подшипника:
где n - частота вращения обмин.
Долговечность опор канатных шкивов в часах должна быть увязана с продолжительностью бурения всей скважины:
- доля продолжительности спуско-подъема к общей продолжительности бурения одной скважины ( = 02 4);
Tб - время бурения одной скважины ч.
По динамической грузоподъемности подбираем:
подшипник 42244 со следующими основными параметрами: 220х400х65 с грузоподъемностью С=8841 кН.
12 Расчет оси талевого блока.
Для проверки оси кронблока на усталостную прочность применяем специализированную программу APM Shaft. APM Shaft представляет собой систему расчета и проектирования валов и осей разработанную в Центре программного и научного обеспечения "Автоматизированное Проектирование Машин".
С помощью APM Shaft могут быть рассчитаны следующие параметры:
Моменты изгиба и углы изгиба
Моменты кручения и углы кручения
Коэффициент запаса усталостной прочности
Данные расчетов выводятся в виде графиков и таблиц. Результаты расчетов приведены ниже.
Распределенная нагрузка на ось определяется по формуле:
– нагрузка на кронблок.
– длина оси на которой действует распределенная нагрузка.
Рис. 7 Схема нагружения оси для расчета.
Минимальный коэффициент запаса по усталостной прочности составляет 42 при допускаемом коэффициенте равным 3. Таким образом данная ось отвечает условию прочности.
А – талевый блок применяют комплектно с А-образной вышкой и комплексом механизмов
АСП для механизации спускоподъемных операций
- количество шкивов;
0 - грузоподъемность в тоннах.
Односекционный талевый блок (рис.1) состоит из двух щек 1 с приваренными накладками 2 изготовленными из стального листа. Щеки соединяемые траверсой 11 и двумя болтовыми стяжками 4 образуют раму талевого блока. Между траверсой и стяжками в щеках имеется расточка для оси 6 шкивов. Ось крепится в щеках двумя гайками 12 предохраняемыми от отвинчивания стопорной планкой 7. Шкивы 9 на оси талевого блока устанавливаются на подшипниках качения 8 подобно шкивам крон-блока. Для предотвращения выскакивания каната из канавки шкивов на стяжках 4 закреплен нижний кожух 3. С наружной стороны шкивы закрываются кожухами 10 с прорезями в верхней части предназначенными для выхода каната.Кожухи талевого блока изготовляются из листовой стали либо литыми. Предпочтительнее литые кожухи обладающие большей массой благодаря которой возрастает скорость спуска незагруженного талевого блока. На нижних вытянутых концах имеются отверстия для осей соединяющих талевый блок непосредственно с корпусом крюка. Для соединения с крюками имеющими стропы талевые блоки снабжаются серьгой которая находится в отверстиях кронштейнов приваренных к нижним концам щек. Серьга талевого блока заводится под штроп крюка и крепится в отверстиях кронштейнов при помощи пальцев. Подшипники смазываются пружинными масленками через отверстия 5 в оси шкивов талевого блока.
Рисунок1 –Односекционный талевый блок.
-две щеки;2- приваренные накладки;3- нижний кожух;4- стяжки; 5-отверстие для смазки; 6-ось шкивов; 7- стопорная планка; 8-подшипники качения; 9-шкивы; 10-кожухи; 11-траверсы; 12-гайки;
Анализ существующих конструкций буровых лебедок
Буровые лебедки различаются по мощности и другим техническим параметрам а также по кинематическим и конструктивным признакам.
Мощность буровых лебедок регламентируемая для отечественных лебедок ГОСТ 16293—82 находится в пределах 200—2950 кВт в зависимости от глубин бурения.
По числу скоростей подъема различают двух- трех- четырех- и шестискоростные буровые лебедки. За рубежом применяются восьми- и десятискоростные буровые лебедки. Скорости подъема изменяются путем переключения передач между валами лебедки либо посредством отдельной коробки перемены передач.
В зависимости от используемого привода различают буровые лебедки со ступенчатым непрерывно-ступенчатым и бесступенчатым изменением скоростей подъема. Ступенчатое изменение скоростей подъема имеется в буровых лебедках с механическими передачами от тепловых двигателей и электрических двигателей переменного тока. При гидромеханических передачах лебедки с теми же двигателями имеют непрерывно-ступенчатое изменение скорости подъема. В случае использования привода от электродвигателей постоянного тока скорости подъема лебедки изменяются бесступенчато по кривой постоянства мощности двигателя.
По схеме включения быстроходной передачи различают буровые лебедки с независимой и зависимой «быстрой» скоростью. Как известно при спуске бурильных и обсадных труб в соответствии с последовательностью выполняемых операций используются две скорости: тихая — для приподъема колонны труб с целью освобождения клиньев или элеватора и быстрая —для последующего подъема незагруженного элеватора за очередной свечой. Для ускорения спуска переключение указанных скоростей не должно много времени и поэтому осуществляется фрикционными муфтами с поста бурильщика. Буровые лебедки с независимой схемой скоростей позволяют поднимать незагруженный элеватор на быстрой скорости независимо от тихой скорости используемой для приподъема. При зависимой схеме незагруженный элеватор поднимают на разных скоростях равных либо пропорциональных скорости используемой для приподъема колонны труб.
По числу валов различают одно- двух- и трехвальные буровые лебедки. Одно- и двухвальные лебедки снабжаются отдельной коробкой перемены передач. В трехвальных лебедках скорости подъема изменяются с помощью передач установленных между валами самой лебедки. Для вспомогательных работ двух- и трехзальные буровые лебедки снабжаются фрикционной катушкой. В случае использования одновальной лебедки для этого подключают дополнительную вспомогательную лебедку.
Буровые лебедки различаются по числу скоростей передаваемых ротору и кинематической схеме передач установленных между лебедкой и ротором.
По способу управления подачей долота различают буровые лебедки с ручным и автоматическим управлением осуществляемым посредством регулятора подачи долота.
Наряду с указанными особенностями различают лебедки с капельной и струйной смазками цепных передач; воздушным и водяным охлаждением тормозных шкивов; гидродинамическим и электромагнитным вспомогательными тормозами; ручным и дистанционным управлением.
Техническая характеристика наиболее распространенных буровых лебедок отечественного производства приведена в таблице 1.1 ([1] табл. 37).
Таблица 1.1 Техническая характеристика буровых лебедок
Максимальное натяжение ведущей ветви каната кН
Длина бочки барабана мм
Число слоев каната на барабане
Мощность привода кВт
Число прямых скоростей:
коробки перемены передач
Число обратных скоростей:
Исполнение «быстрой» скорости
Тип вспомогательного тормоза
Ширина тормозной колодки мм
Число слоев навивки каната на барабан
Наиболее простые по кинематической и конструктивной схеме одновальные однобарабанные лебедки (рисунок 1.1). Подъемный вал с барабаном 2 приводится непосредственно от коробки передач 1 двумя цепными передачами 3 к 4 которые попеременно включаются с помощью осевых фрикционных муфт. Благодаря двойной цепной передаче в лебедке в 2 раза больше скоростей чем в коробке передач. Эти лебедки имеют значительно меньшую массу по сравнению с двух- и трехвальными меньшие габариты и соответственно более легко выполняются их монтаж и демонтаж. Основной недостаток этой схемы — отсутствие катушечного вала и как следствие невозможность выполнения вспомогательных операций. Эта схема не используется в реально существующих конструкциях буровых лебедок по следующим причинам. Однобарабанные лебедки целесообразно применять в буровых установках большой грузоподъемности для которых устанавливают вспомогательную лебедку в виде отдельного агрегата. Однако создать коробку передач большой необходимой мощности трудно. Лебедки малой и средней мощности по массе не вызывают особых затруднений в монтаже и транспортировке поэтому их выполняют универсальными.
Рисунок 1.1 Схема одновальной лебедки
Лебедка У2-5-5 наиболее широко применяется в бурении. Она входит в комплект буровых установок БУ-4000. Кинематическая схема ее показана на рисунке 1.2. Это двухвальная однобарабанная лебедка со встроенным зубчатым редуктором и зубчатой коробкой передач выполненной в виде отдельного агрегата и кинематически связанной с лебедкой карданными валами 6 и 9 (коробка передач на схеме не показана). Коробка передач сообщает лебедке все пять скоростей и может изменять направление вращения что необходимо при работе с дизельным приводом.
Через карданный вал 9 и вал-шестерню (z = 27) зубчатое колесо (z =93) редуктора лебедки сообщает подъемному валу четыре первых скорости. Привод барабана лебедки 13 на этих скоростях включается путем пуска сжатого воздуха в спаренную шинно-пневматическую муфту 8. Параллельно через карданный вал 6 трансмиссионный вал 5 и цепную передачу со звездочками z = 25 и z = 28 от коробки передач сообщается подъемному валу независимая повышенная скорость V. Она включается шинно-пневматической муфтой 7 и предназначена в основном для подъема ненагруженного элеватора.
Вал 5 находится в постоянном вращении и передает движение через цепную передачу 4 со звездочками z =19 и z =35 катушечному валу 3 на котором смонтирована фрикционная катушка 1 с планетарной передачей 2. Вращение катушечного вала не зависит от включения шинно-пневматической муфты 7. От редуктора лебедки через шестерню (z = 44) мощность передается на трансмиссионный вал ротора 10. Далее через цепную передачу со звездочками z = 45 и z = 21 мощность передается на приводной вал ротора 12. Привод ротора включается в работу сдвоенной шинно-пневматической муфтой 11.
С левой стороны барабана на подъемном валу на подшипниках качения установлено цепное колесо 16 с кулачковой полумуфтой. Через это колесо подъемный вал цепной передачей связан с автоматом подачи долота на забой. Соосно с подъемным валом установлен гидродинамический тормоз 14. Кулачковая муфта 15 включает в работу или гидродинамический тормоз во время спуска колонн или автомат подачи долота в процессе бурения.
Лебедка У2-2-11 предназначена для комплектации буровых установок БУ-3000 с дизельным или электроприводом. Кинематическая схема ее приведена на рисунке 1.3. Лебёдка состоит из двух валов: подъемного вала 13 с барабаном и трансмиссионного вала 5. Из-за отсутствия катушечного вала необходима установка на буровой вспомогательной лебедки. Привод лебедки осуществляется от цепной коробки перемены передач которая имеет три скорости.
Рисунок 1.2 Кинематическая схема лебедки У2-5-5
Имея две собственных скорости лебедка вместе с коробкой передач располагает шестью скоростями. Первая включается на коробке передач остальные — с пульта бурильщика с помощью шинно-пневматических муфт. Реверсионное вращение валов лебедки в установках с дизельным приводом включается на коробке скоростей. В установках с электроприводом частота вращения вала лебедки изменяется с пульта бурильщика за счет реверса электродвигателей.
Цепная коробка передач кинематически связана с трансмиссионным валом лебедки цепной передачей 4 по которой передаются три прямые и одна обратная скорости. При включенной шинно-пневматической муфте 2 (ШПМ-1070) и выключенной 7 (спаренная ШПМ-700) с трансмиссионного вала 5 на подъемный вал 13 цепной передачей 3 передаются I II и III скорости. Эти же скорости передаются цепной передачей 15 на трансмиссионный вал привода ротора с которого включением скоростей муфты 11 (ШПМ-500) через цепную передачу 12 движение передается приводному валу ротора.
Выключив муфту 2 и включив муфту 7 через цепную передачу 8 на подъемный вал передаются IV V и VI скорости. Цепными передачами 16 и 6 подъемный вал с барабаном соединяется с регулятором подачи долота. РПД включается в работу кулачковой муфтой 14. Вал гидродинамического тормоза 10 соединяется - с подъемным валом путем включения кулачковой муфты 9. Подъемный вал цепной передачей соединен с командоаппаратом 1. Цепные передачи подвода мощности к подъемному валу — трехрядные с шагом цепи 508 мм для привода ротора и включения РПД — двухрядные с тем же шагом.
Лебедка ЛБУ-1100 состоит из собственно лебедки III коробки скоростей II регулятора подачи долота I и трансмиссии привода ротора IV (рисунок 1.4). Одновальная однобарабанная лебедка установлена на отдельной раме которая с помощью стяжек соединяется с общей рамой коробки скоростей и РПД. Трансмиссия привода ротора также смонтирована па отдельной раме.
Рисунок 1.3 Кинематическая схема лебедки У 2-2-11
Подъемный вал 25 лебедки с барабаном смонтирован на подшипниках качения корпуса которых установлены на раме. Справа на валу на подшипниках качения смонтировано двойное цепное колесо с z = 40 которое сблокировано с шинно-пневматической муфтой 27. На конце вала посажена кулачковая полумуфта 28 которая соединяет подъемный вал с валом электромагнитной тормозной машины 29. Электромагнитный тормоз включается в работу путем передвижения на тормозном валу ответной кулачковой полумуфты. Привод полумуфты — пневматический с дистанционным управлением. Слева на подъемном валу на подшипниках качения установлено цепное колесо с z = 81 сблокированное с шинно-пневматической муфтой 2. На конце вала установлена звездочка для соединения его цепной передачей с тахогенератором 1.
Приводной блок лебедки состоит из цепной коробки скоростей и регулятора подачи долота. В коробке скоростей смонтированы на подшипниках качения трансмиссионный вал 21 и промежуточный вал 24. На трансмиссионном валу жестко посажены два цепных колеса с z = 27 и на подшипниках качения установлено цепное колесо с z = 30 сблокированное с кулачковой полумуфтой 18. Вторая полумуфта 19 сблокирована с зубчатым колесом 20 С правой стороны трансмиссионного вала находится шинно-пневматическая муфта 22 для включения привода. С левой стороны на этом же валу смонтирован шкив тормозной шинно-пневматической муфты 11 которая предназначена для быстрого торможения валов и их фиксации при переключении скоростей кулачковыми муфтами и зубчатым зацеплением. Для смазки подшипников и цепей установлен масляный шестеренчатый насос 10 привод которого осуществляется от трансмиссионного вала с помощью клиноременной передачи.
На промежуточном валу на подшипниках качения смонтированы цепные колеса с z = 52 и z = 34 сблокированные соответственно с кулачковыми полумуфтами 13 и 15. На этом же валу неподвижно посажены цепные колеса с z=27 и z = 39 и зубчатое колесо 23. Левый конец промежуточного вала 24 соединяется соосно с помощью шинно-пневматической муфты 9 со вторым промежуточным валом 4 на котором неподвижно посажено цепное колесо с z=21 и шинно-пневматическая муфта 5 для соединения его с валом редуктора РПД. Регулятор подачи долота смонтирован на общей раме с коробкой скоростей и состоит из редуктора 6 колодочного тормоза 7 и приводного электродвигателя 8.
Трансмиссия привода ротора состоит из цепной передачи 30 передающей мощность с подъемного вала через спаренную шинно-пневматическую муфту 31 коническому редуктору 32. От него передача осуществляется через вертикальный карданный вал к верхнему коническому редуктору который связан горизонтальным карданным валом непосредственно с приводным валом ротора.
Рисунок 1.4 Кинематическая схема лебедки ЛБУ-1100
Прямые I II и III скоростей передаются с трансмиссионного вала 21 через цепные передачи 12 16 и 17 путем поочередного включения кулачковых муфт 13 14 15 и 18 19. С промежуточного вала 24 через шинно-пневматическую муфту 9 цепную передачу 3 и шинно-пневматическую муфту 2 скорости передаются на подъемный вал барабана лебедки. Скорости IV V и VI с промежуточного вала 24 передаются цепной передачей 26 через шинно-пневматическую муфту 27 подъемному валу 25. Обратное вращение подъемного вала осуществляется при введенных в зацепление зубчатых колесах 20—23. Цепные передачи 3 и 26 обеспечивают две обратные скорости барабана лебедки.
Промышленностью выпускаются две модификации лебедок типа ЛБУ: ЛБУ-1100М1 и ЛБУ-1100М2 Отличие их заключается в том что во второй модификации применено водяное охлаждение тормозных шкивов. Лебедки ЛБУ-1100 предназначены для комплектации установок БУ-5000. При этом в установках с электроприводом трансмиссия ротора обычно отсутствует а привод ротора осуществляется от отдельного электродвигателя.
Лебедка ЛБУ-3000 принципиально отличается от всех других отечественных буровых лебедок. В отличие от лебедок с механическими трансмиссиями частота и направление вращения подъемного вала с барабаном в этой лебедке изменяются легко и плавно (бесступенчато) по кривой постоянства мощности. Это достигается за счет непосредственного подсоединения к подъемному валу двух электродвигателей постоянного тока. При спуске колонн приводные электродвигатели работают в режиме генераторов и выполняют функции тормозных машин.
В лебедку ЛБУ-3000 входят три закрытых цепных редуктора смонтированных на общей раме и служащих одновременно опорами для валов. Кроме них промежуточный и подъемный валы имеют по одной дополнительной подшипниковой опоре смонтированной на раме. РПД и двигатели привода установлены на отдельных рамах соединенных с рамой лебедки стяжными болтами. Весь лебедочный агрегат устанавливается на бетонном фундаменте. На раме лебедки с задней стороны находится масляная станция предназначенная для смазки подшипников и цепей редукторов.
Лебедки ЛБУ-3000 (У2-300) в буровых установках Уралмаш 300ДЭ Уралмаш 300Э и БУ-15000 установлены под полом буровой. Тормозная рукоятка расположенная у пульта бурильщика соединена системой рычагов и тяг с тормозным валом ленточных тормозов.
Фирмы США выпускают лебедки рассчитанные на самую различную глубину бурения (табл. 1.2) с механическим дизель-гидравлическим и электрическим приводами ([2] табл. II.11). Обычно на лебедках применяют ленточный тормоз который способен к самозатягиванию и хорошо поддается ручному управлению. Дизельный привод для лебедок выполняется в трех вариантах: передача мощности с помощью цепной трансмиссии через гидротрансформатор (дизель-гидравлический привод) и через муфтовые передачи (табл. 1.3) ([2] табл. II.12).
Таблица 1.2 Технические характеристики лебедок выпускаемых фирмами США
Фирма Braden Winch отделение фирмы Braden Industries Inc. предлагает широкий выбор лебедок используемых при разработке нефтяных и газовых месторождений. Эти лебедки устанавливают на автомобилях транспортирующих буровые установки. Фирма производит также автомобили тягачи сварочные машины и транспортные средства общего назначения (более подробное описание продукции фирмы приведено в рекламном разделе сборника).
Таблица 1.3 Техническая характеристика муфтовых передач лебедок выпускаемых фирмами США
По заданию прототипом в нашей работе является буровая лебедка ЛБУ-1100 кинематическая схема которой приведена на рисунке 1.4.
Техническая характеристика лебедки приведена в таблице 1.1
На рисунке 2.1 ([3] с. 174-175)показана буровая лебедка ЛБУ-1100 основные конструктивные элементы которой повторяются в других моделях современных отечественных и зарубежных лебедок для эксплуатационного к глубокого разведочного бурения. Лебедка монтируется на сварной металлической раме 4 приспособленной для ее перевозки и перемещения подъемным краном при монтажно-демонтажных работах. К раме приварены корпуса масляных ванн 3 и 10 цепных передач соединяющих лебедку с коробкой перемены передач. В отцентрированных отверстиях корпусов масляных ванн установлен подъемный вал с барабаном 7 буровой лебедки.
В корпусе 10 размещается вторая цепная передача используемая для привода вала 11 трансмиссии ротора. Вал трансмиссии ротора на сферических роликоподшипниках устанавливается в дополнительной расточке корпуса 10 и выносной опоре 12 закрепленной на рамс лебедки. Масляные ванны закрытые крышками и промежуточными кожухами 15 и 19 соединяются с коробкой перемены передач. Для устранения утечек масла используемого для смазки цепных передач в стыковых разъемах масляных ванн устанавливаются прокладки.
Промежуточные кожухи при транспортировке лебедки вводятся во внутреннюю полость масляных ванн а наружные их фланцы закрываются кожухами 16 и 18. На раме со стороны пульта 2 бурильщика смонтированы стойка 8 балансира тормозной вал 17 и вал 5 рукоятки управления ленточным тормозом. Электромагнитный тормоз 14 крепится к раме соосно с подъемным валом и соединяется с ним кулачковой муфтой 13. На раме установлены два тахогенератора 9 и 20.
Тахогенератор 9 предназначен для контроля частоты вращения стола ротора и соединяется цепной передачей с валом 11 трансмиссии ротора. Тахогенератор 20 соединяется с валом электромагнитного тормоза и предназначен для контроля скорости спуска колонн труб при автоматическом режиме работы электротормоза. На стойке 1 установлен командоаппарат комплекса АСП для блокировки перемещений механизма захвата свечи и талевого блока. Привод командоаппарата осуществляется от цепной звездочки на подъемном валу лебедки.
К раме крепится воздухопровод 6 системы пневматического управления лебедкой.
Подъемный вал (Приложение А) —основа буровой лебедки. Между коренными подшипниками 15 подъемного вала 19 напрессованы ступицы дисков барабана 18. В правом более доступном для работы диске имеется внутренний прилив (сечения А—А и С—С) для крепления талевого каната планкой 32 и болтами 33. В буровых лебедках канат крепится с внутренней либо наружной стороны диска. Узел крепления должен быть надежным и удобным в работе. Наружное расположение узла крепления более доступно и удобно для быстрого крепления и освобождения каната. Недостаток наружного крепления — повреждение витков каната в результате трения с верхней кромкой углубления для заделки каната.
Наиболее распространены простые в изготовлении барабаны с гладкой наружной поверхностью. Для улучшения намотки барабан лебедки снабжается съемными накладками имеющими параллельные и переходные спиральные канавки для укладки витков каната. Симметричное расположение параллельных и спиральных участков канавки на длине отдельных витков способствует снижению инерционных нагрузок от дисбаланса создаваемого в результате одностороннего увеличения радиуса навивки в местах перехода смежных слоев каната.
Рисунок 2.1 Буровая лебедка ЛБУ-1100
К дискам барабана крепятся тормозные шкивы 16 (Приложение А). В рассматриваемой конструкции тормозные шкивы снабжены кольцевой рубашкой для охлаждающей воды. Вода в тормозных шкивах циркулирует по замкнутому циклу. Для этого через устройство 8 на торце вала и трубку установленную внутри вала по трубам 20 вода поступает в правый а затем в левый шкив из которого по кольцевому пространству между отверстием вала и подводящей трубкой отводится в приемный бак для последующего использования. Пробки 17 в тормозных шкивах служат для слива воды во избежание ее замерзания при длительных остановках лебедки.
Коренные роликовые радиально-сферические подшипники 15 подъемного вала установленные в расточках корпуса масляной ванны смазываются густой смазкой через тавотницы 34. Внутренние обоймы роликоподшипников фиксируются па валу распорными втулками а наружные — торцовыми крышками корпуса подшипника. Для компенсации температурных удлинений вала между корпусом 35 и наружной обоймой 36 одного из подшипников имеется необходимый зазор (узел 1 Приложение А). Радиальные и торцовые лабиринтные уплотнения в крышках служат для удержания смазки в подшипниках.
Цепное колесо 1 тихоходной передачи и шкив шинно-пневматической муфты 12 имеют общую ступицу 2 посаженную на вал на свободно вращающихся роликовых радиально-сферических подшипниках подобных подшипнику 21. На валу внутренние обоймы подшипников фиксируются втулками. Наружная обойма правого подшипника в расточке ступицы фиксируется от осевых перемещений пружинным кольцом и крышкой. Левый подшипник в ступице устанавливается свободно. Обод 10 шинно-пневматической муфты 12 планшайбой 5 крепится к ступице 6 напрессованной на вал.
Воздух для включения шинно-пневматической муфты 12 поступает через вертлюжок 7 воздухопровод 4 и клапан-разрядник 11. При отказе муфты и в случае недостаточного давления воздуха для соединения муфты используются аварийные болты 9 которые ввертываются в приливы планшайбы и входят в пазы шкива. По правилам безопасности установка аварийных болтов 9 обязательна при использовании буровой лебедки для подъема вышки. Разъемное соединение цепного колеса 1 шкивов 14 24 и планшайб 5 26 со ступицами позволяет ремонтировать муфты и заменять цепное колесо без съема напрессованных на вал ступиц.
Кожух 13 предохраняет шкив 14 от попадания масла. Подшипники ступицы 2 смазываются с помощью масленки 3 с трубкой ввернутой в ступицу. Аналогично на другом конце подъемного вала установлены шинно-пневматическая муфта 25 и цепные колеса 22 «быстрой» скорости лебедки и 23 трансмиссии ротора. Воздух к шинно-пневматической муфте 25 поступает через вал электромагнитного тормоза вертлюжок 28 отверстие в вале 19 воздухопровод 30 и клапан-разрядник 31.
Кулачковые полумуфты 27 и 29 используются для соединения подъемного вала с валом электромагнитного тормоза. Для устранения биения при вращении крупные детали подъемного вала и вал в сборе подвергаются балансировке. Все болтовые соединения подъемного вала лебедкой законтрены.
Вал 9 привода ротора устанавливается на двух роликовых радиально-сферических подшипниках 1 (рисунок 2.2). Левый подшипник устанавливается в корпусе масляной ванны. Корпус правого подшипника крепится к раме буровой лебедки. Подшипники закрыты фланцевыми крышками снабженными лабиринтным уплотнением. Ведущее двухрядное цепное колесо 3 вращается от подъемного вала и установлено на ступице 11 закрепленной на валу шпонкой. Ведомое цепное колесо z = 27 выполнено в виде шкива-звездочки 4 свободно вращающейся относительно вала на роликоподшипниках 10.
Планшайба 7 шинно-пневматической муфты 6 с помощью шпонки жестко закреплена на валу 9. Воздух в муфты подводится через вертлюжок 12 и отверстия в вале. В аварийных случаях для соединения муфты могут быть использованы болты 8. На вертлюжке 12 имеется цепная звездочка для привода тахогенератора контролирующего частоту вращения стола ротора. Противоположная консоль вала 9 может быть использована для соединения с двигателем в случае индивидуального привода ротора. Подшипники смазываются через тавотницы 2 и 5.
Рисунок 2.2 Вал привода ротора в сборе
Приступая к разработке буровой установки конструктор должен решать какую лебедку в каждом конкретном случае целесообразней применить.
При небольшой высоте оснований и расположении лебедки на уровне пола буровой лучше применять универсальные лебедки. В случае установки лебедки ниже пола буровой – специализированные одновальные
Рис. 12. Одновальная специализированная буровая лебедка мощностью
0 кВт: 1 – станина; 2 – рычаг тормозной; 3 6 – трансмиссии тихой и быстрой скоростей; 4 – тормоз ленточный; 5 – барабан подъемный; 7 – тормоз регулирующий электродинамический; 8 – станция управления электродинамическим тормозом
При выборе схемы лебедки следует предварительно проанализировать существующие кинематические и схемы различных лебедок и оценить их недостатки и преимущества.
Конструктивная схема лебедки определяется:
расположением и типом передач приводящих во вращение барабан (цепная зубчатая или карданная);
видом силового привода в целом;
высотой и конструкцией оснований.
На выбор схемы лебедки влияет расстояние между осями вала главного барабана и выходного вала коробки передач а также угол наклона передачи.
Компоновочные схемы буровых лебедок приведены на рис. 13. Наиболее простые по конструкции – одновальные лебедки с приводом главного вала через две цепные передачи непосредственно от коробки передач с двумя фрикционными муфтами сцепления для оперативного включения барабана (рис.13 а.) Эти лебедки имеют меньшую массу по сравнению с двух- и трехвальными (рис.13 б в г д) что облегчает монтаж демонтаж и транспортировку очень мощных лебедок.
В лебедках средней мощности масса которых не затрудняет монтажа и транспортировки некоторое усложнение конструкции за счет совмещения главных и вспомогательных функций вполне оправдано. Поэтому их можно выполнять универсальными двух- и трехвальными а при необходимости и двухвальными с дополнительным барабаном (см. рис. 13 б г).
Рис. 13. Схемы буровых лебедок:
– регулирующий тормоз; 2 8 – муфты фрикционные быстрой и тихой скоростей; 3 – трансмиссия привода ротора; 4 7 - трансмиссия быстрой и тихой скоростей привода подъемного вала лебедки; 5 – барабан лебедки; 6 – станина; 9 – коробка передач; 10 – трансмиссия силового привода; 11 12 - валы трансмиссионный и катушечный; 13 – барабан тартальный
Выбор схемы лебедки должен базироваться на анализе существующих схем различных лебедок и оценке их преимуществ и недостатков.
Рассмотрим кинематические схемы лебедок.
Кинематическая схема лебедки БУ 2500 ДГУ (рис.14) весьма разветвлена что обусловливает громоздкость компоновки наличие большого количества силовых элементов расходующих свой ресурс во время работы а также большие энергетические потери из-за низкого КПД.
Компоновка привода БУ 2500 ЭУ (рис. 15) несколько проще однако в этой установке применен маломощный электродвигатель в приводе лебедки; имеется цепная передача и индукционная муфта скольжения что также обуславливает большие энергетические потери при работе.
На рис. 16 17 представлена схема лебедки ЛБУ-1100ЭТ-3А производства Уралмашзавода.
Буровые лебедки серии "ЭТ" (электрический привод и торможение электродвигателем) по сравнению с традиционными лебедками с цепными передачами имеют следующие преимущества.
В лебедках серии "ЭТ" отсутствуют:
шинно-пневматические муфты;
вспомогательный тормоз (электромагнитный электрический индуктивный гидродинамический);
рукоятка управления тормозом.
Лебедки имеют уменьшенные габаритные размеры а их масса меньше на 20 30% по сравнению с лебедками с цепными передачами.
Лебедки имеют идеальную подъемную характеристику регулирование скорости подъема и спуска осуществляется на 100%.
Привод регулируемый. Электродвигатель (электродвигатели) главного привода может быть как постоянного так и переменного тока. Электродвигатель лебедки может использоваться в режимах:
приводного электродвигателя при подъеме бурильной колонны;
тормозной машины при спуске бурильной колонны;
регулятора подачи долота при бурении.
Рис. 16. Лебедка ЛБУ 1100ЭТ- 3
Рис. 17. Кинематическая схема лебедки ЛБУ-1100-ЭТ-3
Применение талевой системы с двумя тяговыми струнами в современных конструкциях лебедок (рис. 18) равнозначно применению двух талевых систем с уменьшенным в два раза передаточным числом оснастки полиспаста
При тех же самых нагрузках на крюке усилия в канатах остаются такими же как и при простой оснастке. Однако при сохранении скоростного режима подъема и спуска на уровне существующего необходимо уменьшить частоту вращения подъемного вала в два раза и так как на барабан одновременно должны навиваться две тяговые струны то крутящий и тормозной момент на подъемном валу лебедки возрастут в два раза.
В результате за счет изменения динамических характеристик подъемного агрегата увеличивается срок службы каната.
Рис. 18. Кинематическая схема двухстороннего подъемного агрегата с приводом от электродвигателей постоянного тока для талевой системы с двумя тяговыми струнами (последовательная работа планетарных вставок)
Мощность требуемую на барабане лебедки определяют по формуле:
где GТС – сила тяжести подвижной части талевой системы Н;
VКР Р – расчетная скорость подъема крюка (04 ÷ 05 мс);
QБК max – максимальная сила тяжести бурильной колонны в Н.
Мощность двигателей привода подъемного механизма определяется по формуле
где ТР – КПД трансмиссии подъемного агрегата .
Последовательность расчета параметров подъемного агрегата:
Определение диаметра и длины барабана.
Определение расчетного диаметра навивки.
Расчет максимальной частоты вращения барабана и частоты вращения при подъеме допускаемой нагрузки.
Построение тяговой характеристики.
Исходные данные зависимости и результаты расчеты параметров подъемного агрегата представлены в табличной форме. В табл. 8 приведен пример расчета подъемного агрегата со спаренной талевой системой (рис. 19).
Наименование параметра
Условное обозначение
Максимально допустимая нагрузка на крюке
Вес подвижных частей талевой системы
Максимальная расчетная нагрузка
Fmax = ( Qкр мах + Qтс)
Тип оснастки талевой системы
Число шкивов талевого блока
Передаточное число талевой системы
КПД талевого механизма
Натяжение тяговой (ходовой) струны
Расчетная скорость подъема
Максимальный сила тяжести бурильной колонны
Мощность на барабане лебедки
Продолжение таблицы 8
Максимальная скорость подъема
Минимальная скорость подъема
Диапазон регулирования скоростей подъема
Диаметр барабана лебедки
Число несвиваемых витков каната в первом слое навивки при СПО
Требуемая канатоемкость барабана:
Коэффициент навивки каната
Число витков каната в каждом слое (при трехслойной навивке):
Длина барабана при трехслойной навивке: - Lсв = 18 м
Расчетный диаметр навивки
Dр = (D1 + D2+ D3) 3
Требуемая мощность двигателя
Максимальная частота вращения барабана (при Vмах =15 мс)
Частота вращения барабана при подъеме максимально допускаемой нагрузки
Рис. 19. Кинематическая схема подъемного агрегата с двумя тяговыми концами каната буровой установки БУ 4000250
Тормоз предназначен для выполнения следующих функций:
фиксация остановленной системы в заданном положении талевого блока при СПО с целью разгрузки основного электродвигателя;
торможение спускаемой колонны при отказе электродвигателя (основного тормоза) и срабатывании блокировок (разовый эпизодический режим).
Первый этап проектирования главного тормоза лебедки – определение требуемого тормозного момента МТ и размеров тормоза: количества и диаметра тормозных шкивов Dт и его ширины В.
В скважину спускают колонны разной массы с различными скоростями. Скорости спуска обеспечиваются вспомогательными и главными тормозами. Торможение при остановке осуществляет только главный тормоз который поглощает в этот период всю энергию движущейся колонны и связанных с нею частей.
Максимальный тормозной момент будет при торможении спускаемой колонны при отказе электродвигателя. При этом момент на барабане равен
МБ = (М1 + М2 + М3) · К
М = (128*06)2*12 = 4608 кН*м
Где М1 – статический момент на барабане от натяжения тяговых концов талевого каната при установившемся движении спускаемой в скважину колонны труб; М2 – динамический момент от дополнительного усилия в тяговых струнах вызванного замедлением масс системы при торможении поступательно движущихся масс; М3 – динамический момент от замедления вращающихся масс системы принимается равным 5 % от суммы (М1 + М2); К = 12 – коэффициент запас тормозного момента.
22612569595Нагрузки на крюке и усилие в ведущей струне каната при остановке зависит от времени и пути торможения а также возникающих при этом динамических сил (рис.21).
Рис. 21. Расчетная схема дискового тормоза: 1 – тормозной диск; 2 – тормозные колодки
Так как время торможения ничем не ограничивается и зависит только от оператора во избежание возникновения чрезмерных динамических нагрузок которые могут привести к обрыву каната усилия на тормозных шкивах должны всегда создавать натяжение каната меньше его разрывного усилия в целом Rд т.е. должно соблюдаться условие
где kТ – коэффициент запаса торможения (правилами Гостехнадзора установлен 15 - 20 при наибольшей нагрузке на крюке);
F – общая тангенциальная сила трения на ободах тормозных шкивов при неподвижной колонне H;
DТ – диаметр тормозного шкива м; z = 2 – число тормозных лент;
Dе – наибольший диаметр навивки; л = 085 ÷ 095 – КПД лебедки;
Fk мах – расчетное максимальное усилие в ведущей струне каната H.
Принятые обозначения и исходные параметры при расчете барабана лебедки ЛБУ 1100 представлены в табл. 9 а расчетная схема барабана – на рис. 23.
Эквивалентные напряжения в стенке барабана в средине и у лобовины определяются по теории прочности энергии формоизменения в плосконапряженном состоянии при этом
Рис. 23. Расчетная схема барабан
Принятые обозначения и исходные параметры при расчете барабана лебедки ЛБУ 1100
Обозначение расчетная зависимость
Предел текучести обечайки
Предел текучести диска
Модуль упругости материала барабана
Максимальная грузоподъемность
Площадь сечения проволок каната
Количество слоев навивки каната
Толщина стенки барабана
Длина бочки барабана
Наружный радиус бочки барабана
Внутренний радиус бочки барабана
Средний радиус стенки барабана
Толщина стенки лобовины
Высота ребра лобовины
Толщина ребра лобовины
Количество радиальных ребер
Модуль упругости каната
Среднее номинальное напряжение растяжения проволок каната
Модуль упругости каната при поперечном сжатии
Коэффициент нагрузки при многослойной навивке каната
Радиальное давление на стенку барабана
p = α · n · T (а · t)
Нагрузка на лобовину
Если учесть только сжимающие окружные напряжения то будем иметь
где φ = α · n – определяется в первом приближении по табл. 10 .
Коэффициент α (в первом приближении)
Толщина стенки барабана будет равна
= 175 · 25000 34 · 2800 = 46 см .
Коэффициент φ зависит от соотношения жесткости каната на растяжение
(Ек · Fк) и стенки барабана на сжатие (E· · t) и определяется через параметры λ = · а также параметра Ф учитывающего количество слоев при навивке каната на барабан и соотношения диаметров каната и барабана
Ф= (n-1) · = (4 - 1) · = 0139 .
Согласно табл. 10 определяем коэффициент α = 0458 .
Следовательно φ = α · n = 1832 .
Второе приближение φ = 1832 .
Расчет на устойчивость барабана лебедки
Найдем наименьшую критическую нагрузку
кр = 092 · Е ·092 · 21 · 105МПа .
При расчете на устойчивость принято считать что
кр = 08 · Т ; кр = 08 · 488 = 3904 МПа .
Коэффициент запаса на устойчивость равен
Учитывая что полученный коэффициент запаса на устойчивость меньше допускаемого необходимо увеличить толщину стенки барабана или установить кольцо жесткости толщиной не менее
к = 2 · · = 2 · 5 · = 398 = 4 см .
Однако в данном примере устойчивость барабана была повышена за счет увеличения толщины стенки барабана. Примем = 6 см.
nу = 174 > [n] у = 17 где
В продольном направлении напряжения возникают от нагрузки Н действующей на лобовине барабана
Таким образом экв по энергетической теории прочности
ИльскийА.Л. Расчет и конструирование бурового оборудования А.Л.Ильский Ю.В.Миронов А.Г.Чернобыльский. - М.: Недра 1985. 452с.
ПоляковГ.Д. Проектирование расчет и эксплуатация буровых установок Г.Д.Поляков Е.С. Булгаков Л.А.Шумов. – М.: Недра 1983. 318с.
Буровые комплексы. Современные технологии и оборудование Под ред. Гусмана А.М. и Порожского К.П. - Екатеринбург: УГГГА. – 2002.- 592 с.
ЕфимченкоС.И. Расчет и конструирование машин и оборудования нефтяных и газовых промыслов. Часть I. Расчет и конструирование оборудования для бурения нефтяных и газовых скважин. Учебник для ВУЗов С.И.Ефимченко А.К.Прыгаев. - М.: ФГУП изд-во «Нефть и газ» РГУ нефти и газа им. И.М.Губкина 2006. – 736с.
КасьяновП.А. Проектирование и конструирование узлов талевой системы: Учебное пособие П.А.Касьянов Л.А.Гаврилова. - Екатеринбург: Изд. УГГА 2005. 175с.

Станок-качалка.frw

Кинематика 12 пол в масшт 0,04.frw

Чертеж СК.cdw