Расчетная часть-Расчет бурового ротора Р-200-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет бурового ротора Р-200: РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ РОТОРА, Расчет нагрузок на опоры стола ротора, Расчет основной подшипниковой опоры, Расчет приводного вала ротора-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

2.РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ РОТОРА
Исходные данные для расчета: Нагрузка на стол ротора Р5 = 600 кН. Крутящий момент на зубчатом колесе , передаточное число U=4,36. Внешний диаметр колеса м, шестерни м, число зубьев: колеса z2=48, шестерни z1=11, ширина зуба b=0,08442 м, модуль передачи m=0,008426 м, расстояние между опорами: l = 0,1 м, а = 0,1 м, lш = 0,16 м, lw = 0,16 м, L = 0,876 м. Диаметр тел качения Dш=0,025 м, средний диаметр цепного колеса Dц=0,19975, межосевое расстояние цепной передачи А = 1,353 м.
В качестве материала стола ротора, шестерни и зубчатого колеса принимаем Сталь 40ХН с закалкой ТВЧ, а для приводного вала Сталь 45.

2.1. Расчет нагрузок на опоры стола ротора
В процессе эксплуатации на стол ротора действует ряд на¬грузок (рис. 2.1.а ).

Рис. 2.1. Нагрузки, действующие на опоры стола ротора.
1. Нагрузка от трения ведущей трубы квадратного сечения о стенки зажима при ее осевом перемещении вниз по мере углубления скважины.[ 4, 7 ]. При вращении бурильной колонны ведущая труба прижимается к зажимам в четырех точках (рис. 2.1.б). Че¬рез зажимы стол ротора передает бурильной колонне крутящий момент Мкр. Нагрузка по линии прилегания ведущей трубы к за¬жиму:



Р1 = МКР/2l1, ( 2.1 )
Р1 = 20000 /20,1=100 кН.
Сила трения
F = 2Mкр ( 2.2 )
где —коэффициент трения, при трении сухих поверхностей =0,25—0,3, при трении смазанных поверхностей =0,09—0,15.
F = 220000 =40кН.
На вращающийся стол ротора действует сила F, которая прямо пропорциональна коэффициенту трения. Регулярно смазы¬вая ведущую трубу, можно в 2 раза снизить нагрузку от трения ведущей трубы о зажимы, что значительно повысит долговечность основной подшипниковой опоры. Еще лучших результатов дости¬гают, применяя роликовый зажим, в котором трение скольжения заменено трением качения.
2. Окружное усилие на зубьях конической передачи
( 2.3 )
где Dср—диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

3. Усилие Р3 действует параллельно оси приводного вала ро¬тора (осевая сила от конической передачи).
Р3=Р1а. ( 2.4 )
Р3=1000,7779=77,8 кН

4. Усилие P4=26,6 кН действует параллельно оси стола ротора (ради¬альная сила от конической передачи).
Р4=Р1r ( 2.5 )
P4=1000,266=26,6 кН
Коэффициенты a и r определяют для угла m=35°.
Полученные вычислением коэффициенты a и r подставляют в фор¬мулы со своими знаками. Чтобы избежать заклинивания зубьев, надо, чтобы сила Fa1 была направлена к основанию делительного кону¬са ведущей шестерни. Для этого направление вращения шестерни (смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона зубьев выбирают одинаковыми.
Тогда
a = 0,44 sin 1+ 0,7 cos 1; ( 2.6 )
r = 0,44 cos1 - 0,7 sin1; ( 2.7 )
a =0,440,22+0,70,97=0,7779;
r =0,440,97-0,70,22=0,266

Сила Р4 создает момент М1, опрокидывающий стол ротора
( 2.8 )
кНм
5. Осевая нагрузка на основную опору от веса вращающихся деталей, связанных со столом ротора, Р5=600 кН.
Суммарная осевая нагрузка на основную опору
P0 = F – P4 + P5, ( 2.9 )
P0 = 40 – 26,6 + 600 = 613,4 кН.
Силы, возникающие в зубчатом зацеплении P2, Р3 и P4, вы¬зывают реакции опор А и В. Определим величины реакции от указанных сил и их суммарные значения:
реакции опор от силы Р2. (рис. 2.1.в)
А1 = Р2 ; ( 2.10 )
B1= P2 ; ( 2.11 )
А1 = 810,1/0,1=81 кН;
B1= 81 =162 кН;

реакции опор от силы Р3 (рис. 2.1.г)
А2= Р3 а/l; ( 2.12 )
В2 = Р3(а+l)/1; ( 2.13 )
А2= 77,80,1/0,1=77,8 кН;
В2 = 77,8(0,1+0,1)/0,1=155,6 кН;
момент от действия силы Р4 вызывает реакции опор (рис. 2.1.д):
( 2.14 )
,
Силы Р3 и P4 вызывают реакции опор в одной плоскости. Зна¬чит суммарные реакции
Ас=А2+А3; ( 2.15 )
Вс=В2+В3 , ( 2.16 )
Ас=77,8+65,5=143,3 кН;
Вс=155,6+65,5=221,1 кН ,
Сила P2 вызывает реакции опор в перпендикулярной к реак¬циям Аc и Bc плоскости. Следовательно, результирующие реак¬ции будут равны
( 2.17 )
( 2.18 )
кН ;
кН.
Для основного подшипника стола ротора в качестве расчет¬ной радиальной нагрузки необходимо принимать реакцию опоры В, осевая нагрузка на подшипники будет равна Р0. Хотя известны выражения для определения радиальной нагрузки на вспомога¬тельную опору A, рассчитать вспомогательный подшипник невоз¬можно из-за неизвестной случайной величины осевой нагрузки снизу вверх. Поэтому вспомогательную подшипниковую опору под¬бирают конструктивно с учетом опыта эксплуатации роторов.
2.2. Расчет основной подшипниковой опоры
В современных роторах в качестве опор стола в основном применяются шаровые упорно-радиальные подшипники. В соот¬ветствии с ГОСТ 18854—82 и ГОСТ 18855—82 подшипники рас¬считывают по динамической грузоподъемности. Расчет ведут с целью определения номинальной долговечности (расчетного срока службы) подшипника. [ 7 ].
Номинальную долговечность L в млн. оборотов или Lh в ча¬сах вычисляют на основе эквивалентной нагрузки Р и динамиче¬ской грузоподъемности С по формулам
L=(C/P)p или Lh=106L /60n, ( 2.19 )
где Р=10/3—показатель степени для роликоподшипников;
n— частота вращения стола ротора, об/мин.
L=(4480/2455,9)10/3=7,42 ;
Lh=1067,42 /6070=1767 час.
Динамическая грузоподъемность С стандартных подшипников приведена в каталогах (справочниках). Однако в роторах обычно применяют специальные подшипники, для которых необходимо вычислять динамическую грузоподъемность. Для упорно-радиаль¬ных роликоподшипников, у которых диаметр роликов превышает 23,4 мм и 90°
С = 2fc (cos )0,7 tg z2/3 3,647 , ( 2.20 )
где fc—коэффициент, зависящий от геометрии деталей подшип¬ника, точности их
изготовления и материала;
—номинальный угол контакта между нормалью к зоне контакта шариков с
дорожкой качения наружного кольца и плоскостью, перпендикуляр¬ной к оси
подшипника;
z—число шариков;
Dш—диаметр ша¬рика, мм;
С = 26,45cos450,7 tg 45562/3 3,647 =4,48 МН,

Эквивалентная нагрузка—это такая постоянная нагрузка при приложении которой к подшипнику с вращающимся внут¬ренним кольцом обеспечивается такая же долговечность, какую подшипник будет иметь при действительных условиях нагруже-ния. Эквивалентная нагрузка определяется по формуле
P=(XVFr+YFa)rrt, ( 2.21 )
где Х — коэффициент радиальной нагрузки, для упорно-радиаль¬ных подшипников Х=0,66 при =45°;
V — коэффициент враще¬ния, при вращающемся внутреннем кольце V= 1;
Fr—радиальная нагрузка, H, для основной опоры ротора она равна реакции В;
Y= 1 — коэффициент осевой нагрузки;
Fa— осевая нагрузка, Н, для ротора Fa=P0;
r — коэффициент безопасности, для условий нагружения ротора r = 2,5-3;
rt -температурный коэффициент, при нагреве подшипника 150 °С rt = 1,1.
Приведенная общая формула эквивалентной нагрузки в при¬менении к роторам может быть записана в виде
Р = 2,178В+3,3Р0, ( 2.22 )
Р = 2,178274+3,3613,4=2621 кН,
Если полученное расчетное значение долговечности Lh не удов¬летворяет, необходимо повысить С, что связано с увеличением раз¬меров подшипника. Кроме того, основная опора ротора должна быть рассчитана на статическую грузоподъемность, под которой понимают нагрузку, вызывающую общую остаточную деформацию роликов и кольца в наиболее нагруженной точке контакта равную 0,0001 диаметра ролика. Статическая грузоподъемность упорно-радиальных роликоподшипников определяется по формуле
C0 = 250z sin. ( 2.23 )
C0 = 25056 sin45=3,5 МН.
Необходимо, чтобы статическая грузоподъемность главной опоры была больше нагрузки на стол ротора от веса наиболее тяжелой бурильной или обсадной колонны.
2.3. Расчет приводного вала ротора
Вал ротора следует рассчитывать из условия привода его цепью, так как при этом создаются более тяжелые условия его нагружения. [ 7 ]. Помимо крутящего момента вал воспринимает также консольно приложенную нагрузку от усилия на цепном колесе. Определим нагрузки, действующие на вал (рис. 2.2.а).

Рис.2.2. К расчету приводного вала.
Крутящий момент
Мкр = 9545,2 NrД/n, ( 2.24 )
где N— мощность приводного двигателя или мощность на транс¬миссионном валу
лебедки;
rД—коэффициент динамической пере¬грузки двигателями для дизельного привода
rД =1,0;
—к. п. д. передач.
Мкр = 9545,2 4410,9/70 =5,4 кНм,
Окружное усилие на цепном колесе
( 2.25 )
где Dц—средний диаметр зубьев цепного колеса.
кН.
Окружное усилие на шестерне конической зубчатой передачи
Рш= 2Мкр/d0, ( 2.26 )
где d0—средний диаметр делительной окружности ше¬стерни.
Рш= 25,4/0,113142=95,4 кН,
Осевое усилие на колесе от цепной передачи
Qц = 2Аqcosζ+2Mкр/Dц , ( 2.27 )
где А—межосевое расстояние цепной передачи;
q—вес единицы длины цепи;
—коэффициент, учитывающий перекосы цепи при монтаже;
ζ—угол наклона цепной передачи к горизонтали.
Qц = 21,353161cos0+25,4/0,19975=270,8 кН ,
Для определения силы, действующей вдоль вала Р3, и силы, направленной перпендикулярно к оси вала P4 разложим на составляющие силы в эвольвентном коническом зуб¬чатом зацеплении. Распорная сила Рр на эвольвенте зуба (рис. 2.2.б )
Pр = Pшtg, ( 2.28 )
где =20°.
Pр = 95,40,36=34,3 кН,
В свою очередь распорная сила Рр раскладывается в кони¬ческом зубчатом зацеплении на силы Р3 и P4 (рис.2.2.в)
Р3 = Рш tg sin , ( 2.29 )
при угле конусности передачи =15° сила
Р3=0,094Рш, ( 2.30 )
Р3=0,09495,4=8,9 кН,

Р4 = 0,35Рш,. ( 2.31 )
Р4 = 0,3595,=33,4 кН
Усилие на вал ротора от цепной передачи Рц (рис.2.2.г) рас¬кладывается на горизонтальную Рцг вертикальную Рцв состав¬ляющие
Pцг= Pц cosζ; ( 2.32 )
Рцв = Рц sinζ. ( 2.33 )
Pцг= 54 cos0=54 кН;
Рцв = 54 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 горизон-тальной плоскости.
Для этого поочередно составим уравнения суммы моментов относительно точек A и В и прирав¬няем их нулю. Из этих уравнений определяем реакции:

( 2.34 )
( 2.35 )
кН;
кН.
Изгибающие моменты в опорах А и В
Маг = Ршlш; ( 2.36 )
Мвг = Рцгlц. ( 2.37 )
Маг = 95,40,16=15,3 кНм;
Мвг =540,16=8,6 кНм.
Аналогично определим реакции и изгибающие моменты в опо¬рах от сил Р3, Р4 и Рцв, действующих в вертикальной плоскости.
( 2.38 )
; (2.39 )
( 2.40 )
( 2.41 )
кН ;
кН ;
кНм ;

Суммарные реакции в опорах А и В
( 2.42 )
( 2.43 )
кН;
кН.
Суммарные изгибающие моменты в опорах А и В
( 2.44 )
( 2.45 )
кНм;
кНм.
Из условия статической прочности на кручение находим диа¬метр выходных (консольных) концов вала под посадку шестерен и цепного колеса
( 2.46 )
где []=т/2n=360/23=60 МПа;
n=1,5—3—коэффициент запаса прочности, при кручении.
м.
Из условия статической прочности на изгиб определяем диа¬метры вала в опорах А и В в месте насадки подшипников
( 2.47 )
( 2.48 )
м;
м.
Полученные значения диаметров вала необходимо округлить в большую сторону до стандартных величин. Для нахождения [] и [] надо выбрать материал вала. Остальные размеры вала назначаются конструктивно.
Принимаем: dпод посадку шестерни = 0,075м;
dпод посадку цепного колеса = 0,08м;
da= dB= 0,08м.
Выше было показано, что напряжения статического и пульси¬рующего кручения не снижают предела выносливости стали при одновременном действии циклического изгиба на воздухе. К при¬водному валу ротора нет доступа коррозионным средам и усло-вия его эксплуатации можно приравнять к условиям атмосферы. Во вращающемся вале напряжения изгиба циклические. Отсюда следует, что проверять на выносливость вал следует по напря¬жениям переменного изгиба. Для этого определим напряжения изгиба в опорах A и В после округления до стандартных разме¬ров вала и найдем большее из них. Пусть большими окажутся А, тогда запас прочности по усталости
( 2.49 )
где -1Д — предел выносливости натурной детали из одинакового материала и
приблизительно одинакового с приводным валом диаметра.

Принимаем в качестве опоры стола ротора подшипник 3616 ГОСТ 5721-75; а в качестве опор приводного вала два подшипника 2097148 ГОСТ 6364-78.
Зная С и Р, можно найти номинальную долговечность подшип¬ников.
Необходимая долговечность подшипника
( 2.50 )
где n = 12—число месяцев в календарном году;
Кm = 0,9—коэф¬фициент, учитывающий простои ротора в монтаже;
z — годы работы ротора до капитального ремонта или списания;
Kр = 9,6—коэффициент, учитывающий долю времени бурения (ра¬боты ротора) в
суточном календарном времени
( 2.51 )
часов
Если номинальная долговечность окажется меньше требуемой, следует выбрать подшипник средней или тяжелой серии или увеличить номер его, соответственно скорректировав посадочный раз¬мер вала. В нашем случае номинальная долговечность больше требуемой, следовательно мы принимаем ранее выбранные подшипники.
На основе проведенных расчетов я делаю вывод, что ротор РМ-200 при нагрузке на стол Р5=600кН – работоспособен на протяжении срока, заявленного заводом – изготовителем ( Установленная безотказная наработка не менее 1000 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, конструктивные размеры при этом остаются прежними.