Расчет главной опоры ротора

Зная расчетную мощность Np, передаваемую столом ротора, определяем крутящий момент на столе ротора:

(1);

Где ω – угловая скорость вращения стола ротора, рад/с;

(2);

Где n – частота вращения стола ротора, об/мин.

 рад/с;

Подставляем значение в формулу 1.

 кН*м;

 

Затем находим окружное усилие Р, действующее в зубчатом зацеплении:

(3);

Где d – диаметр конического колеса, м d = 0.975 м.

 кН;

После этого определяем составляющие силы от окружного усилия Р: осевое шестерни N1, равное радиальному усилию на колесе Q2:

 (4)

И радиальное шестерни Q1, равное осевому усилию на колесе N2:

(5);

Где φ1 – угол начального конуса шестерни, градусы

β – угол наклона зубьев конической пары; β = 10 – 300

α – угол зацепления; α = 200

(6);

Где up – передаточное отношение ротора

Тогда φ = 28.80

Полученные данные подставим в формулы 4,5.

 кН; кН;

Для упорно-радиальных подшипников, применяемых в роторах, расчетная эквивалентная нагрузка:

 kтkбkэkк (7);

Где: Fp и Fa – постоянные по величине и направлению радиальная и осевая нагрузки;

x и y – коэффициенты радиальной и осевой динамических нагрузок;

kт –температурный коэффициент, при температуре менее 100 0С kт = 1;

kб – коэффициент безопасности для роторов kб = 1,8 – 2,5;

kэ – коэффициент эквивалентности, kэ = 0,6 – 0,8;

kк – кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника принимается kк = 1.

Радиальная нагрузка Fр для расчета долговечности подшипника главной опоры стола ротора принимается равной окружному усилию Р, так как их плоскости действия почти совпадают Fр = Р.

Осевая нагрузка, действующая на опору стола ротора,

Fa = G + Nт + N2 (8);

Где: G – вес стола ротора в сборе, G = 20 кН;

N2 – осевое усилие создаваемое в зубчатом зацеплении;

Nт – осевое усилие от трения ведущей трубы о вкладыши ротора при движении бурильной колонны вниз.

Nт = Мрfс/R (9);

Где: fс – коэффициент трения ведущей трубы о зажимы ротора, fc = 0,2 – 0,3;

R – радиус приложения нагрузки между ведущей трубой и зажимами ротора, R=0.1 м.

Находим осевое усилие от трения ведущей трубы о вкладыши ротора при движении бурильной колонны в низ.

кН;

Находим осевую нагрузку по формуле 8.

Fa = 20 +35,35+42=97,35 кН;

Из отношения Fa/Fp = 97.35/29=3.3 выбираем у = 0,57, х = 0,35;

Находим эквивалентную нагрузку.

Рп = (0,35*29+0,57*97,35)*1*2*0,8*1= 105,023 кН;

В роторе Р-560 в главной опоре применена шариковая опора с подшипником №91682/750х со статической грузоподъёмностью Соа = 4,1 МН и динамической грузоподъёмностью Са = 0,444 МН.

Определяем долговечность подшипника главной опоры в часах:

(10);

 ч.

По существующим нормам долговечность главной опоры ротора должна быть не менее 3000 ч. Расчетная долговечность удовлетворяет нормам.

 

 

 

 

 

6. Заключение

Основные направления технического прогресса в области буровой техники основываются на последних достижениях ведущих инженеров и специалистов в области усоверщенствования и создания нового бурового оборудования. В нефтяной и газовой промышленности особенно широкое применение должно получить бурение скважин уменьшенных и малых диаметров с облегченными конструкциями буровых установок, применение электробуров и малогабаритных турбобуров; первоочередным делом должно быть осуществление комплексной механизации спуско-подъемных операций в бурении, вышечно-монтажных работ, процессов приготовления и очистки промывочных растворов».

Одна из характерных черт развития буровой техники — уве­личение мощности буровых установок. Мощность установок для глубокого бурения доходит до 5000 кВт более.

В ближайшие годы начнется бурение скважин значительно большей глубины чем существующие. В настоящее время ведутся подготовительные работы по созданию оборудования для выполнения этой сложной задачи.

В результате расчетов оказалось что, подшипник стола ротора имеет достаточную долговечность, быстроходный вал имеет достаточный коэффициент запаса прочности, зубья быстроходного вала тоже имеют достаточный коэффициент запаса прочности учитывая различные нагрузки. Точность произведя необходимые расчёты мы выяснили что коэффициенты запаса прочности деталей ротора удовлетворяют необходимым требованиям и соответствуют безопасной его эксплуатации.

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы

 

1. Алексеевский Г. В. Буроэые установки Уралмашзавода. М., Недра.

2. Анурьев В. И. Справочник  конструктора-машиностроителя. М., Машиностроение, 1982

3. Буровые установки Уралмашзавода. Вып.'2. М., Недра, 1975

4. Ильский А. Л. Оборудование для бурения нефтяных скважин. М., Машиностроение, 1980

5. Лесецкий В. А., Ильский А, Л. Буровые машины и механизмы. М., Недра, 1980.