10.5.16 За допомогою лiнiйки, трикутника I транспортира визначити номiнальний кут  контакту пiдшипника, якщо вiн вiдрiзняється вiд прямого.

Необхiдна точнiсть вимiрювання: лiнiйних розмiрiв тiл кочення - 0,1 мм, iнших лiнiйних розмiрiв - 1,0 мм, кутових розмiрiв - 2^o.

Результати огляду, спостережень i вимiрювань, виконаних за пп.10.5.10 - 10.5.16, з врахуванням усіх викладених вище примiток i умов занести до протоколу спостережень (табл.10.3). Стовпцi 4 i 5 табл.10.3 залишаються незаповненими для кулькових пiдшипникiв.

Таблиця 10.3 - Результати вимiрювань і спостережень - характеристика підшипника

Тип пiдшипника	Число тiл кочення z, zi	Розмiри тiл кочення, мм			Дiаметр середн. кола dсер, мм	Розмiри dDH, мм	Кут ,град.
		Dр, Dк, Dрмакс	Dрб, Dрм	Lр

Примiтки:

1 У перший стовпець таблиці записується форма тіл кочення, виконання сеператора.

2 У роликопiдшипниках з конiчними роликами безпосереднє вимiрювання кута  контакту може бути замiнено непрямим його обчисленням через розмiри тiл кочення D_рб, D_рм, L_р.

10.5.17 За вмiщеними в табл.10.3 результатами описаних вище вимiрювань визначити наступнi експлуатацiйнi показники дослiджуваного пiдшипника:

- статичну вантажопiдйомнiсть C_o - за ГОСТ 18854-94 [10.8.4];

- динамiчну вантажопiдйомнiсть C - за ГОСТ 18855-94 [10.8.5].

Статична вантажопiдйомнiсть C_o визначається в залежностi вiд типу пiдшипника за однiєю iз формул (10.1 - 10.4):

- для упорних i упорно-радiальних кулькових пiдшипникiв:

C_o = 50zD_к² sin , (10.1)

тут і далі [D_к, D_р, D_рб, D_рм, D_рмакс, L_р] = мм, [C_o, C] = Н;

для упорних роликопiдшипникiв з цилiндричними роликами:

• C_o = 100zD_р L_р; (10.2)

- для упорних роликопiдшипникiв з конiчними роликами: C_o = 100z [(D_рб +D_рм) / 2]L_р sin  (10.3)

- для сфероконiчних роликопiдшипникiв:

C_o = 100zD_рмакс L_р sin  (10.4)

Динамiчна вантажопiдйомнiсть C в залежностi вiд типу пiдшипника, розмiру тiл кочення i номiнального кута контакту визначається за однiєю iз формул (10.5 - 1.12):

- для кулькових упорних однорядних пiдшипникiв при D_к25,4 мм i =90^o:

C = 10 f_c z^0,667 D_к^1,8, (10.5)

де f_c - коефiцiєнт, що залежить вiд геометрiї деталей пiдшипникiв, конструкційного матерiалу i точностi виготовлення. Для пiдшипникiв нормального класу точностi 0 за ГОСТ 520-89, що застосовуються як основнi опори стовбура у вертлюгах, чисельнi значення коефiцiєнта f_c наведено в додатку Б (табл.Б.1, Б.2), (f_c = 3-20) [10.8.4];

- те саме, при D_к >25,4 мм i  90^o:

C = 10 f_cz^0,667 3,647D_к^1,4, (10.6)

- для кулькових упорно-радiальних однорядних пiдшипникiв при D_к25,4 мм i  90^o:

C = 10 f_c z^0,667 d_к^1,8 tg (cos )^0,7; (10.7)

- те саме, при D_к > 25,4 мм i 90^o:

C = 10 f_cz^0,667 3,647 D_к^1,4 tg (cos )^0,7; (10.8)

- для багаторядних кулькових упорних i упорно-радiальних пiдшипникiв з “n“ рядами тiл кочення, якi сприймають навантаження одного напряму:

C =10 (z₁ + z₂ + ... + z_n)[(z₁ / C₁)^3,33 + (z₂ / C₂)^3,33 + ... + (z_n / C_n)^3,33 ]^-0,3, (10.9)

де z₁, z₂, ... , z_n - число тiл кочення у вiдповiдному рядi багаторядного пiдшипника;

С₁, С₂, ... , С_n - динамiчні вантажопiдйомності кожного з рядiв багаторядного пiдшипника, який розглядається як вiдповiдний однорядний пiдшипник з числом тiл кочення z₁, z₂, ... , z_n;

- для роликових упорних однорядних пiдшипникiв при = 90^o:

C =10f_c L_р^0,778  z^0,75 D_тк^1,074, (10.10)

де D_тк - розрахунковий діаметр тіл кочення: D_тк=D_р для підшипників з циліндричними роликами; D_тк = (D_рб + D_рм) / 2 для підшипників з конічними роликами; D_тк = D_рмакс для підшипників з сфероконічними роликами;

- для роликопiдшипникiв упорних i упорно-радiальних однорядних при 90^o:

C =10f_c (L_р  cos )^0,778 tg  z^0,75 D_тк^1,074; (10.11)

- для багаторядних упорних або упорно-радiальних пiдшипникiв з “n” рядами роликiв, якi сприймають навантаження одного напряму:

C = (z₁ L_р1 + z₂ L_р2 + ... + z_рn L_рn) [(z₁ L_р1 / C₁)^4,5 + (z₂ L_р2 / C₂)^4,5 + ... +

+(z_n L_рn / C_n)^4,5]^-0,222, (10.12)

де L_р1, L_р2, ..., L_рn - ефективна довжина зони контакту роликiв з дорiжкою кочення в кожному iз рядiв багаторядного пiдшипника.

Гранична ресурсна частота обертання n_р визначається для будь-яких пiдшипникiв орiєнтовно за формулою (10.13) або за уточненою формулою (10.14), придатною для стандартних пiдшипникiв:

n_р = k_v / d_сер, (10.13); n_р = k_v  k₁  k₂  k₃ / d_сер, (10.14)

де k_v - швидкiсний параметр, k_v =(0,52)10⁵ мм/хв. [10.8.3]. Чисельне значення k_v в залежностi вiд типу пiдшипника, конструкцийного матерiалу, технологiї виготовлення сепаратора i виду змащування вибирається із таблиці Б.3;

k₁ - коефiцiєнт, який враховує вплив габаритних розмiрiв пiдшипника на його граничну швидкохiднiсть i приймається в залежностi вiд середнього дiаметра d_сер за рисунком Б.1;

k₂ - коефiцiєнт серiйностi, що приймається для стандартних пiдшипникiв згiдно таблиці Б.4), k₂ =(0,75...1,2) [10.8.3];

k₃ - коефiцiєнт довговiчностi, який враховує вплив розміру d_сер i розрахункового ресурсу h на його швидкохiднiсть. Чисельні значення k₃ приймаються за рисунком Б.2.

10.5.18 Визначити основні параметри бурової установки, для комплектації якої придатний вертлюг, що має основною опорою стовбура досліджуваний підшипник з динамiчною вантажопiдйомностю С:

• допустиме навантаження Р_доп на підйомний гак:

Р_доп = (1,67 - 2,00)Q_бк = (1,67-2,00) C / 1,9, (10.15)

де Q_бк = C / 1,9 = Р_доп / (1,67 - 2,00) - максимальна вага бурильної колони, яка визначається класом бурової установки за ГОСТ 16293-89.

• умовна глибини буріння L_ум, м:

L_ум = C / 600. (10.16)

10.5.19 Повторити операції за пп.10.5.14 - 10.5.18 для підшипника, який служить основною опорою стовбура в натурному взірці вертлюга БИ 159-80-00. В разі, якщо цей підшипник виявиться стандартним, можна замінити обчислення відповідним витягом з каталогу [10.8.3].

10.5.20 Результати розрахункiв за формулами (10.1-10.16), одержані для окремого підшипника (варіант 1) та для основної опори вертлюга БИ 159-80-00 (варіант 2), записати в пiдсумкову таблицю 10.4.

Таблиця 10.4 - Результати розрахункiв

Тип і габарити підшипника	Число і розмір тіл кочення	Експлуатаційні параметри основної опори стовбура			Основнi характеристики бурової установки
		Cо, кН	C, кН	nр, хв.-1	Рдоп, Н	Lум, м	Qбк, Н
1
2

10.5.21 Зважити вертлюг, визначити його масу М, обчислити показник питомої матеріаломісткості М/C_o (кг/кН). Обчислити ідентичні показники, що віддзеркалюють середньостатистичний та сучасний світовий технічний рівень за формулами (10.17) і (10.18) відповідно. Порівняти віднайдені таким чином показники, сформулювати висновок щодо технічного рівня вертлюга БИ 159-80-00 за питомою матеріаломісткістю:

М/C_o = 0,700 + 35,04 / (М/C_o), (10.17)

М/C_o = 0,485 + 8,144·10^-6·(М/C_o). (10.18)

10.5.24 Обчислити необхідний об'єм W_мв масляної ванни вертлюга БИ 159-80-00 за статистичною залежністю (10.19):

W_мв = 20 C_o, (10.19)

де [C_o] = MH, [W_мв] =10^-3 м³.

10.5.22 За результатами проведеної роботи скласти якомога повнішу технічну характеристику вертлюга БИ 159-80-00, включивши до неї усі визначені показники. Порівняти складену технічну характеристику із паспортною, наведеною в [10.8.10]. Зробити висновки з порівняння.

10.6 ВИМОГИ ДО ЗВIТУ З ЛАБОРАТОРНIЙ РОБОТI

Звіт з лабораторної роботи повинен бути оформлений у відповідності до встановлених чинним в університеті стандартом [10.8.8] вимог і містити результати послідовного виконання усіх пунктів даних методичних вказівок, а також бути ілюстрованим двома конструктивними схемами, що порівнюються між собою, з експлікаціями і дефектною відомістю (останнє - лише для вертлюга БИ 159-80-00). В звіті необхідно також подати детальний опис вертлюга в цілому, його вузлів та деталей, таблицю-опис системи змащування, карту технічного обслуговування.

Для окремого підшипника - основної опори вертлюга до звіту слід включити його ескіз, таблицю-протокол вимірювань його розмірів, алгоритм і таблицю результатів розрахунку його експлуатаційних показників.

10.7 ПИТАННЯ ДЛЯ САМОКОНТРОЛЮ ПIДГОТОВКИ

10.7.1 В чому полягають суттєві відмінності конструктивних схем бурових вертлюгів?

10.7.2 Пiдшипники яких типів застосовуються в основних опорах стовбура вертлюгів? Якими чинниками визначається застосовність підшипника в основній опорі вертлюга?

10.7.3 Якi експлуатацiйнi навантаження дiють на основну опору стовбура вертлюга?

10.7.4 Яку фiзичну сутнiсть мають основнi експлуатацiйнi параметри головної опори стовбура вертлюга?

10.7.5 Якi переваги i недолiки притаманнi пiдшипникам рiзних типiв, що застосовуються в основних опорах стовбура вертлюгiв?

10.7.6 Як впливає спосіб змащування на граничну ресурсну частоту обертання головної опори вертлюга?

10.7.7 Підшипник якого типу має за iнших рiвних умов найбiльшу швидкохiднiсть?

10.7.8 Якими технічними показниками характеризується буровий вертлюг?

10.8 РЕКОМЕНДОВАНI ДЖЕРЕЛА IНФОРМАЦIЇ

10.8.1 Аваков В.А. Расчеты бурового оборудования. -М.: Недра, 1973.

10.8.2 Баграмов Р.А. Буровые машины и комплексы. -М.: Недра, 1988.

10.8.3 Спицын Н.А. и др. Расчет и выбор подшипников качения. Справочник. -М.: Машиностроение, 1974.

10.8.4 ГОСТ 18854-94. Подшипники качения. Расчет статической грузоподъемности и эквивалентной статической нагрузки.

10.8.5 ГОСТ 18855-94. Подшипники качения. Расчет динамической грузоподъёмности, эквивалентной динамической нагрузки и долговечности.

10.8.6 ГОСТ 25468-82. Оборудование для спускоподъемных операций и вертлюги. Присоединительные размеры.

10.8.7 СТП 02070855-03-99. Стандарт підприємства. Курсовий і дипломний проекти. Вимоги до змісту і оформлення. -Івано-Франківськ, ІФДТУНГ, 1999.

10.8.8 Гланц А.А. Справочник механика геологоразведочных работ. -М.: Недра, 1987

Лабораторна робота №11

ВИВЧЕННЯ КОНСТРУКЦІЇ, ВИМІРЮВАННЯ ПАРАМЕТРІВ РЕЖИМУ РОБОТИ, ПОБУДОВА МОМЕНТНО-ЧАСТОТНОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБОМУФТИ

11.1 МЕТА РОБОТИ

11.1.1 Вивчення принципу дії та конструкцій гідродинамічних передач (ГДП) бурових установок - турбомуфт (ТМ) і комплексних гідродинамічних передач (КГДП) - комплексних турботрансформоторів.

11.1.2 Вивчення комплексу конструктивних і експлуатаційних параметрів ГДП, режимів їх роботи.

11.2 ЗАВДАННЯ РОБОТИ

11.2.1 Складання конструктивних схем ГДП - ТМ і КГДП - та експлікацій до них.

11.2.2 Вимірювання основних конструктивних розмірів ГДП на натурних зразках.

11.2.3 Вимірювання параметрів експлуатаційних режимів ТМ, побудова її моментно-частотної характеристики.

11.2.4 Обчислення передаточного відношення, ковзання, коефіцієнта корисної дії, коефіцієнтів моменту і діапазону регулювання.

11.3 ОБЛАДНАННЯ ТА ПРИЛАДИ

11.3.1 Турботрансформатор комплексний повнорозмірний ТТК-745.

11.3.2 Робочі колеса комплексного турботрансформатора ТТК-1К.

11.3.3 Робочі колеса турбомуфти.

11.3.4 Моделі турбомуфти і КГДП.

11.3.5 Стенд лабораторний для випробовування ТМ.

11.3.6 Лінійка металева 1000 мм з ціною поділки 1 мм за ГОСТ 427-75.

11.4 ОСНОВНІ ТЕОРЕТИЧНІ ВІДОМОСТІ

В головних силових приводах бурових установок ГДП застосовують для пристосування “жорстких” моментно-частотних характеристик первинних двигунів (ДВЗ, рідше – електродвигунів змінного струму) до потреб споживачів енергії – бурової лебідки, ротора, насосів. Найширше розповсюдження знайшли КГДП та ТМ. Застосування ГДП в приводі бурових установок розпочалось в країні з 1958 р., воно забезпечує автоматичне регулювання частоти обертання вихідного валу в залежності від моменту, що його навантажує, при незмінній частоті обертання вхідного валу, суттєво зменшує динамічні інерційні навантаження, попереджує статичне руйнування ланок кінематичного ланцюга від перевантаження, фільтрує крутильні коливання, полегшує пуск в роботу, збільшує ресурс самого привода та споживачів енергії, дозволяє повніше використати наявну потужність і прискорити виконання технологічних операцій.

Доцільним місцем встановлення ГДП в кінематичних ланцюгах головних приводів бурових установок є ланка з найбільшою частотою обертання (звичайно безпосередньо за первинним двигуном), при цьому потрібна потужність передається при найменших габаритах передачі.

Найпростіша ГДП – ТМ – складається з двох лопатевих коліс, посаджених відповідно на вихідний та вхідний вали, і вміщених у нерухомий кожух. Колесо на вхідному - ведучому валі працює, як у відцентровому насосі, перетворюючи енергію механічного обертання в кінетичну енергію циркулюючої в ТМ робочої рідини. Зміна моменту кількості руху останньої в турбіні - колесі, змонтованому на вихідному - веденому валі, створює на ньому момент, що передається на привод виконавчого органа.

На відміну від ТМ турботрансформатори мають в своїй проточній частині третє лопатеве колесо – реактор, або направляючий апарат. В звичайному турботрансформаторі він встановлений на нерухомій ступиці, в комплексному (КГДП) - на муфті вільного ходу, завдяки чому розширюється діапазон регулювання частоти обертання вихідного вала при збереженні достатньо високого ККД.

Робота будь-якої ГДП характеризується комплексом параметрів:

• частотами обертання n₁, n₂ вхідного і вихідного валів;

• передаточним відношенням і = n₂ / n₁; (11.1)

• відносним ковзанням s = 1 – i = (n₁ – n₂) / n₁; (11.2)

• моментами М₁, М₂ на ведучому та веденому валах;

• коефіцієнтом трансформації моменту К_т = М₂ / М₁; (11.3)

• потужностями N₁ i N₂;

• коефіцієнтом корисної дії  = N₂ / N₁. (11.4)

В довільному режимі роботи ГДП:

n₂<n₁, i<1, s>0,  <1; для ТМ К_т  1; для КГДП К_т  1.

Зовнішня характеристика ГДП будується в розмірній або безрозмірній системі координат і являє собою залежності:

N₂ = N₂(n₂), К_т = К_т(і),  =  (i), побудовані при n₁=соnst.

Розрізняють декілька характерних режимів роботи ГДП: гальмівний -стоповий (n₂=0), холостого ходу (М₂ 0, N₂=0), номінальний - економічний

( =  _макс).

Великий інтерес для цілей проектування і розрахунку ГДП являє собою коефіцієнт моменту , який характеризує конструкцію і розміри передач ,та визначається виразом:

 = M_{2 макс} / (n₁²D₂⁵ ), (11.5)

де  – густина робочої рідини в передачі ;

D₂ – ефективний діаметр робочих коліс передачі, який вимірюється по периферійних кінцях лопатей;

M_2макс – найбільший момент, який передається передачею при частоті обертання n₁.

Важливе значення мають коефіцієнти для кожного з коліс передачі, а також залежності:  = ( i ). (11.6)

Досить часто ГДП використовуються як обмежувачі моменту, попереджуючи руйнування інших ланок кінематичного ланцюга. Тому їх властивість характеризує коефіцієнт перевантаження

К_пер = M_{2 макс} / M_2ном, (11.7)

де M_2max , M_2ном – відповідно моменти на веденому валі, що діють в режимах n₂=0 i  = _макс.

Якщо первинний двигун має змінну частоту обертання n_1min  n₁  n_1макс, то користуються поняттям коефіцієнта глибини регулювання

К_рег = M_{2 ном макс} / M_{2 ном min} = (n_{1 макс} / n_{1 min} )², (11.8)

де M_{2 ном макс}, M_{2 ном min} – моменти на веденому валі, що створюються в режимі

 = _макс відповідно при частотах обертання n_{1 макс} і n_{1 min}.