Осевое усилие на колесе от цепной передачи

Q_ц = 2А*q*e*cosf+2M_кр/D_ц, (2.28)

где А—межосевое расстояние цепной передачи;

q—вес единицы длины цепи;

e—коэффициент, учитывающий перекосы цепи при монтаже;

f—угол наклона цепной передачи к горизонтали.

Q_ц = 2*1,353*16*1*cos0+2*35,4/0,34=251,5 кН

Для определения силы, действующей вдоль вала Р₃, и силы, направленной перпендикулярно к оси вала P₄ разложим на составляющие

силы в эвольвентном коническом зуб­чатом зацеплении. Распорная сила Р_р на эвольвенте зуба (рис. 2.2,б)

P_р = P_ш*tga, (2.29)

где a =20°.

P_р = 196,6*0,36=71,5 кН

В свою очередь распорная сила Р_р раскладывается в кони­ческом зубчатом зацеплении на силы Р₃ и P₄ (рис. 2.2,в)

Р₃ = Р_ш* tga * sin g (2.30)

при угле конусности передачи g=15° сила

Р₃=0,094*Р_ш (2.31)

Р₃=0,094*196,6=18,5 кН

Р₄ = 0,35*Р_ш, (2.32)

Р₄ = 0,35*196,6,=68,81 кН

Усилие на вал ротора от цепной передачи Р_ц (рис. 2.2,г) рас­кладывается на горизонтальную Р_цг вертикальную Р_цв состав­ляющие

P_цг= P_ц* cosf (2.33)

Р_цв = Р_ц* sinf (2.34)

P_цг= 208,2* cos0=208,2 кН

Р_цв = 208,2* sin0=0

Определим реакции в опорах A и В приводного вала, которые будут служить радиальными нагрузками при расчете подшипников. Сначала определим реакции и найдем величины изгибающих моментов в опорах от сил, действующих в горизон­тальной плоскости. Для этого поочередно составим уравнения суммы моментов относительно точек A и В и прирав­няем их нулю. Из этих уравнений определяем реакции:

(2.35)

(2.36)

кН

кН

Изгибающие моменты в опорах А и В

М_аг = Р_ш*l_ш (2.37)

М_вг = Р_цг*l_ц (2.38)

М_аг = 196,6*0,18=35,4 кНм

М_вг =208,2*0,264=54,9 кНм

Аналогично определим реакции и изгибающие моменты в опо­рах от сил Р₃, Р₄ и Р_цв, действующих в вертикальной плоскости.

(2.39)

(2.40)

(2.41)

(2.42)

кН

кН

кН*м

Суммарные реакции в опорах А и В

(2.43)

(2.44)

кН

кН

Суммарные изгибающие моменты в опорах А и В

(2.45)

(2.46)

кНм

кНм

Из условия статической прочности на кручение находим диа­метр выходных (консольных) концов вала под посадку шестерен и цепного колеса

, (2.47)

где [t]=s_т/2n=360/2*3=60 МПа;

n=1,5—3—коэффициент запаса прочности, при кручении.

м

Из условия статической прочности на изгиб определяем диа­метры вала в опорах А и В в месте насадки подшипников

(2.48)

(2.49)

м

м

Полученные значения диаметров вала необходимо округлить в большую сторону до стандартных величин. Для нахождения [t] и [s] надо выбрать материал вала. Остальные размеры вала назначаются конструктивно.

d_a= 0,105 м;

d_B= 0,120 м.

Изгибающие моменты в опорах А и В модернизированного вала

М_аг = Р_ш*l_ш (2.50)

М_вг = Р_цг*l_ц (2.51)

М_аг = 196,6*0,2=39,3 кНм

М_вг =208,2*0,28=58,3 кНм

Аналогично определим реакции и изгибающие моменты в опо­рах от сил Р3, Р4 и Рцв, действующих в вертикальной плоскости.

(2.52)

(2.53)

(2.54)

(2.55)

кН

кН

кН*м

Суммарные реакции в опорах А и В

(2.56)

(2.57)

кН

кН

Суммарные изгибающие моменты в опорах А и В

(2.58)

(2.59)

кНм

кНм

Из условия статической прочности на кручение находим диа­метр выходных (консольных) концов вала под посадку шестерен и цепного колеса

, (2.60)

где [t]=s_т/2n=360/2*3=60 МПа;

n=1,5—3—коэффициент запаса прочности, при кручении.

м

Из условия статической прочности на изгиб определяем диа­метры вала в опорах А и В в месте насадки подшипников

(2.61)

(2.62)

м

м

Полученные значения диаметров вала необходимо округлить в большую сторону до стандартных величин. Для нахождения [t] и [s] надо выбрать материал вала. Остальные размеры вала назначаются конструктивно.

d_a= 0,105 м;

d_B= 0,120 м.

Выше было показано, что напряжения статического и пульси­рующего кручения не снижают предела выносливости стали при одновременном действии циклического изгиба на воздухе. К при­водному валу ротора нет доступа коррозионным средам и усло­вия его эксплуатации можно приравнять к условиям атмосферы. Во вращающемся вале напряжения изгиба циклические. Отсюда следует, что проверять на выносливость вал следует по напря­жениям переменного изгиба. Для этого определим напряжения изгиба в опорах A и В после округления до стандартных разме­ров вала и найдем большее из них. Пусть большими окажутся s_А, тогда запас прочности по усталости

(2.63)

где s_-1Д — предел выносливости натурной детали из одинакового материала и приблизительно одинакового с приводным валом диаметра.

2.4 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала

u=n₁/n₂, (2.64)

где n₁ — скорость вращения быстроходного вала, об/мин;

n₂ — скорость вращения стола ротора, об/мин.

n₁=u*n₂ (2.65)

n₁=3,61*250=903 об/мин

Опора А

Здесь используется конический роликоподшипник 7538.

Динамическая грузоподъемность С=1250 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р=2,5(XR_A+YP_З), (2.66)

где R_A — радиальная нагрузка, равная реакции опоры А;

Р_З — осевая нагрузка от зубчатого зацепления.

Р=2,5(0,66*134+1*18,5)=267 кН

L=(С/Р)^10/3=(1250000/267000)^10/3=172 млн. оборотов

L_h=L*10⁶/60*n₁ = 10⁶*172 /60*903=3174 час

Опора В

Здесь используется конический роликоподшипник 7538.

Динамическая грузоподъемность С=1250 кН.

Р=2,5(0,66*271,4+1*18,5)=494 кН

L=(С/Р)^10/3=(1250000/494000)^10/3=116 млн. оборотов

L_h=L*10⁶/60*n₁ = 10⁶*116 /60*903=2141 час

Принимаем в качестве главной опоры стола ротора упорно-радиальный шарикоподшипник 1687×770x, в качестве вспомогательного – упорно-радиальный шарикоподшипник 1688×770x; а в качестве опор приводного вала: два конических однорядных роликоподшипника 7538.

Зная С и Р, можно найти номинальную долговечность подшип­ников.

Необходимая долговечность подшипника

(2.67)

где n = 12—число месяцев в календарном году;

К_m = 0,9—коэф­фициент, учитывающий простои ротора в монтаже;

z — годы работы ротора до капитального ремонта или списания;

K_р = 9,6—коэффициент, учитывающий долю времени бурения (ра­боты ротора) в суточном календарном времени.

(2.68)

час

2.5 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала

Опора А

Здесь используется конических 2 роликоподшипника 7538.

Динамическая грузоподъемность С=2500 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р=2,5(XR_A+YP_З), (2.69)

где R_A — радиальная нагрузка, равная реакции опоры А;

Р_З — осевая нагрузка от зубчатого зацепления.

Р=2,5(0,66*134+1*18,5)=267 кН

L=(С/Р)^10/3=(2500000/267000)^10/3=1730 млн. оборотов

L_h=L*10⁶/60*n₁ = 10⁶*1730 /60*903=26036 час

Опора В

Здесь используется двурядный конический роликоподшипник 1835.

Динамическая грузоподъемность С=2000 кН.

Р=2,5(0,66*271,4+1*18,5)=494 кН

L=(С/Р)^10/3=(2000000/494000)^10/3=1200 млн. оборотов

L_h=L*10⁶/60*n₁ = 10⁶*1200 /60*903=18060 час

Принимаем в качестве главной опоры стола ротора упорно-радиальный шарикоподшипник 1687×770x, в качестве вспомогательного – упорно-радиальный шарикоподшипник 1688×770x; а в качестве опор приводного вала: два конических однорядных роликоподшипника 7538 и двурядный роликоподшипник 1835.

Зная С и Р, можно найти номинальную долговечность подшип­ников.

Необходимая долговечность подшипника

(2.70)

где n = 12—число месяцев в календарном году;

К_m = 0,9—коэф­фициент, учитывающий простои ротора в монтаже;

z — годы работы ротора до капитального ремонта или списания;

K_р = 9,6—коэффициент, учитывающий долю времени бурения (ра­боты ротора) в суточном календарном времени.

(2.71)

час

На основе проведенных расчетов я делаю вывод, что модернизация ротора Р – 700 увеличила жесткость конструкции и тем самым продлила срок его службы. При нагрузке на стол Р₅=5200кН – работоспособен на протяжении срока, заявлен ного заводом – изготовителем (Установленная безотказная наработка не менее 3800 часов), при условии использования в качестве материала стола ротора, зубчатого колеса и шестерни – стали 40ХН, подвергнутую термообработке (закалка ТВЧ), а в качестве материала приводного вала – Сталь45.

3. ОСОБЕННОСТИ МОНТАЖА, ЭКСПЛУАТАЦИИ И РЕМОНТА РОТОРА

3.1 Монтаж ротора

Ротор устанавливают на подроторные балки и центрируют относительно центра скважины и приводной шестерни горизонтальными упорными болтами, ввинченными в кронштейны, которые приварены к подроторным балкам. Расстояние от торца кондуктора, установленного в устье скважины, до нижней плоскости ротора должно быть не менее 400 мм.

Горизонтальное положение ротора проверяется по уровню. При монтаже следует обращать внимание на то, чтобы ось шестерни лежала в плоскости работы цепной передачи. Параллельное смещение допускается не более 0,8 – 1 мм. После монтажа ротора устанавливают и укрепляют защитный кожух цепной передачи.

3.2 Эксплуатация ротора

Ротор Р-700 может работать совместно с ПКР-У7А или ПКР-700.

В комплект поставки ротора Р-700 входят принадлежности для ведения спуско-подъемных операций. В этот комплект входят вкладыши ○ 700 мм для ведения спуско-подъемных операций без ПКР.

В случае выхода из строя ПКР или в случае превышения веса колонны грузоподъемности ПКР поставляется подкладная доска, позволяющая вести спуско-подъем с установленными в стол вкладышами ПКР.

В комплект поставки ротора Р-700 входят также зажимы 4”, 5”, 6” для передачи крутящего момента со стола ротора на квадратную штангу.

Меры безопасности.

1. Обслуживающий персонал должен твердо усвоить и уметь применять положения по уходу за ротором и соблюдать правила предосторожности, указанные нормами техники безопасности.

2. Все работы по техническому обслуживанию, ремонту должны производиться только при полной остановке буровой.

3. Все неисправности должны быть немедленно устранены. Неисправный ротор не должен допускаться к работе.

4. При всякой поломке или неисправности обязательно установить их причину. В особом журнале вести точную запись всех неполадок, ремонтов и исправлений с полным описанием обстоятельств, вызвавших их. Каждую серьезную поломку, аварию отмечать в паспорте.

5. Проверку состояния ротора производить перед каждой сменой.

Подготовка к работе.

Перед пуском ротора Р-560 в эксплуатацию должно быть проверено:

а) легкость проворачивания приводного вала и стола;

б) легкость откидывания крышек люков;

в) наличие жидкой смазки в ванне конической зубчатой пары и густой смазки вспомогательной опоры и приводного вала;

г) надежность крепления болтовых соединений.

3.3 Ремонт ротора

При ремонте роторов проводят следующие наиболее характерные операции: ремонт приводного вала, смену основной или вспомогательной опоры, смену сепараторов опор, смену или ремонт конической шестерни, восстановление зубьев венца стола ротора.

При разборке ротора необходимо предварительно отвинтить болты соединяющие станину ротора с нижней и верхней крышками ротора и снять верхнюю крышку. Затем выпрессовывать втулки, крепящие лабиринтовое кольцо (диск) к столу ротора, при помощи съемника спрессовать нижнюю крышку вместе с диском со стола ротора. При помощи талевой системы вытащить стол ротора.

Быстроходный вал разбирается в следующей последовательности: сни­маются коническая шестерня и лабиринтовое кольцо, установленное на валу; вынимаются из паза стакана подшипника разрезное и лабиринтовое кольца. Подшипник снимается с вала вместе со стаканом. Для снятия второго подшип-ника предварительно спрессовывают звездочку, снимают отбойный диск; крышку подшипника, имеющую лабиринтовые канавки; лабиринтовое кольцо, устано­вленное на валу; стаканы с подшипника.

В быстроходном вале, кроме смены подшипников, заменяются или реставри­руются лабиринтовые кольца. После посадки верхней обоймы вспомогательной опоры на нижнюю крышку ротора крышку необходимо в нескольких местах раскрепить равномерно по диаметру.

При сборке боковой зазор на большом диаметре зубчатой передачи должен быть 0,6—1,3 мм.

Зацепление регулируется подбором прокладок под основной подшипник в вертикальном направлении и под фланец (крышку) быстроходного вала в гори­зонтальном направлении.

Поверхности верхней крышки и диска должны лежать в одной плоскости. Разница в высоте допускается до 5 мм.

Требования, предъявляемые к отремонтированному ротору.

1. Все детали ротора перед сборкой необходимо тщательно осмотреть, осо­бенно внутреннюю полость станины. Наличие грязи, опилок, стружек

недо­пустимо.

2. Масляные ванны ротора следует проверить на отсутствие течи в них. При обнаружении течи допускается заварка дефектных мест с последующей зачисткой швов.

3. Отклонение от центра ротора до средней плоскости цепного колеса (зве­здочки) не должно превышать ± 3 мм (т. е. должно быть выдержано в пределах 1370 + 3 мм).

4. Плоскости стола, крышки и вкладышей должны совпадать. Несовпадение плоскостей по должно превышать 2 мм.

5. Па поверхностях шаров и колец основной и вспомогательной опор не должно быть трещин, забоин, выкрашиваний и других пороков.

6. При сборке конической пары боковой зазор на большом диаметре должен составлять 1—3мм, радиальный зазор 3—5 мм.

Пятно касания должно быть не менее 50% по длине зуба и 30% по высоте профиля.

7. Защелка стола должна легко включаться и обеспечивать надежное застопоривание стола при любом направлении вращения.

8. Стол собранного ротора должен свободно проворачиваться от усилия, прикладываемого к цепному колесу одним рабочим. Вращение должно быть плавное, без заеданий и толчков.

9. Зубья зубчатой пары не должны иметь износа более 3 мм на сторону.

10. После обкатки установленного на буровой ротора не должно обнаружи­ваться течи масла, нагрева подшипников и масла выше 60°, биения стола ротора в горизонтальном и вертикальном направлениях более 3 мм.

11. Все сальниковые уплотнения ротора должны быть новыми. Смазочные отверстия должны быть прочищены и промыты.

Таблица 3.1

Наиболее часто встречающиеся неисправности.

Продолжение таблицы 3.1

Наиболее часто встречающиеся неисправности.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. ВЫВОДЫ

В данной курсовой работе рассмотрен ротор Р-700, который предназначен для бурения глубоких скважин.

В работе рассмотрено устройство эксплуатация, принцип работы, выполнены необходимые проверочные расчеты узлов и деталей ротора.

В результате произведенных расчетов и анализа надежности можно сделать следующие выводы:

На основании выше изложенного следует отметить, что опоры ротора обеспечивают необходимый запас прочности, но при этом они не долговечны и по мере износа требуют замены. Для повышения долговечности узлов и деталей, ротор требует правильного технического обслуживания, качественной сборки. Качество смазки узлов и деталей необходимо проверять в течении всего времени эксплуатации ротора.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Бочарников В.Ф., Чижиков Ю.Н. Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальности 1702 «Машины и оборудование нефтяных и газовых промыслов». Тюмень, ТюмИИ, 1991.-31 с.

2. Бухаленко Е.И. Справочник по нефтепромысловому оборудованию. М.: Недра, 1983. – 399 с.

3. Лесецкий В.А., Ильский А.Л. Буровые машины и механизмы. – М.: Недра, 1980. – 391 с.

4. Палашкин Е.А. Справочник механика по глубокому бурению. 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Недра, 1981. – 510 с.

5. Северинчик Н.А. Машины и оборудование для бурения скважин. – М.: Недра, 1986. – 368 с.

6. Чернавский С.А., Снесарев Г.А. и др. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с.

7. Пат.578417 СССР, М.Кл. Е 21 3/04. Буровой ротор/ Н.А. Раджабов. Заявлено 16.10.72; Опубл. 27.10.77; Бюл.40. – 3с.

8. Пат.595473 СССР, М.Кл. Е 21 3/04. Ротор буровой установки/ Г.В. Алексеевский, Б.В. Шахоткин, В.Н. Трофимов, Л.А. Кутаркин, В.Н. Грамолин. Заявлено 18.05.71; Опубл. 28.02.78; Бюл.8. – 2с.

9. Пат.1006690 СССР, кл Е 21 В 3/04. Ротор буровой установки/ В.В. Жигарев, В.М. Кузнецов, М.Н. Волков. Заявлено 20.03.80; Опубл. 23.03.83; Бюл.11. – 2с.