ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ

Оси и плоскости тела человека - Тело человека состоит из определенных топографических частей и участков, в которых расположены органы, мышцы, сосуды, нервы и т.д.

Отёска стен и прирубка косяков - Когда на доме не достаёт окон и дверей, красивое высокое крыльцо ещё только в воображении, приходится подниматься с улицы в дом по трапу.

Дифференциальные уравнения второго порядка (модель рынка с прогнозируемыми ценами) - В простых моделях рынка спрос и предложение обычно полагают зависящими только от текущей цены на товар.

Вибір двигунів та розрахунок силових передач

1 23

Розрахункова потужність двигуна визначається за потужністю привідних машин та механізмів з врахуванням прийнятих компоновки і схеми передач. У випадку індивідуального приводу потужність двигуна

(16.8)

При груповому приводі потужність двигуна визначається за потужністю одночасно приведених машин та механізмів

(16.9)

Для багатодвигунного приводу

(16.10)

Тут - розрахункова потужність двигуна; - потужність привідної машини; - потужність одночасно приведених машин; - загальний ККД, який враховує втрати потужності в передачах; - число двигунів в багатодвигунному приводі.

При послідовному розташуванні n окремих передач

(16.11)

де — ККД окремих передач, розміщених після відповідного двигуна.

Якщо від даного двигуна приводяться в рух декілька ма-шин і передачі розташовуються паралельно, то загальний ККД

(16.12)

Якщо декілька двигунів з паралельно розташованими передачами приводять в рух одну машину, то ККД визначається відношенням потужності, підведеної до розглядуваної машини від всіх двигунів, до сумарної потужності двигунів

(16.13)

де — розрахункові потужності двигунів.

При однакових по потужності двигунах ( ) формула 16.13 для розрахунку загального ККД приймає вигляд:

(16.14)

ККД найбільш розповсюджених елементів кінематичної схеми бурових установок приведені в табл. 16.7. Для полегшення розрахунків рекомендується користуватися значеннями ККД, вираженими в вигляді степені з основою 0,99:

Таблиця 16.7 — Коефіцієнти корисної дії елементів кінематичного
ланцюга

Елементи кінематичного ланцюга	ККД		Елементи кінематичного ланцюга	ККД

Вал на підшипниках кочення	0,99	0,99		Зачеплення евольвентне конічне Зачеплення М.П.Новикова конічне	0,97 0,98	0,99³ 0,99¹
Вал карданний	0,99	0,99		Передача клинопасова	0,94	0,99⁶
Передача втулково-роликового ланцюга	0,97	0,99³		Гідротрансформатор (більш точні значення ККД потрібно визначати по зовнішній характеристиці дизельного гідравлічного агрегату)	0,80	0,99²²
Зачеплення евольвентне конічне Зачеплення М.П.Новикова конічне	0,98 0,99	0,99¹ 0,99		Електродвигун або генератор перемінного або постійного струму	0,92	0,93⁶

Продовження табл. 16.7

Елементи кінематичного ланцюга	ККД		Елементи кінематичного ланцюга	ККД

Вад підйомний в зборі	0,97	0,99³		Талева система (поліспаст) 3х4 4х5 5х6 6х7 7х8 Значення ККД талевої системи підраховані при ККД одного шківа на підшипниках кочення При інших значеннях ККД одного шківа ККД талевої системи визначається за формулою З точністю до другого знаку після коми ККД талевої системи може бути визна-чено за формулою або де передавальне число талевої системи	0,900 0,874 0,849 0,825 0,802	0,99¹⁰ 0,99¹³ 0,99¹⁶ 0,99¹⁹ 0,99²²
Ротор в зборі	0,93	0,99¹
Насос буровий При цьому механічному ККД насоса об’ємний ККД потрібно приймати рівним одиниці	0,85	0,99¹⁶

Значеннями для приведені в табл. 16.8.

Таблиця 16.8


0,99	0,89	0,81	0,73
0,98	0,89	0,80	0,72
0,97	0,88	0,79	0,72
0,96	0,87	0,79	0,71
0,95	0,86	0,78	0,70
0,94	0,85	0,77	0,70
0,93	0,84	0,76	0,69
0,92	0,83	0,75	0,68
0,91	0,83	0,75	0,68
0,90	0,82	0,74	0,67

Залежно від величини розрахункової потужності і обмежень по масі та габаритах вибирають тепловий або електричний двигун, номінальна потужність якого повинна бути рівна або близька до розрахункової. Вибраний двигун повинен забезпечити розгін приведеного механізму із заданим прискоренням і не сприймати тривалих перевантажень, які викликають перегрів електродвигуна і прискорене зношування теплового двигуна. Для кінцевої оцінки приємності вибраного двигуна необхідно визначити фактично використовувану потужність дизеля і відповідність номінального моменту електродвигуна еквівалентному моменту в випадку його роботи в повторно-короткочасному режимі.

Потужність дизеля, яка фактично використовується в основному приводі бурової установки, залежить від умов його експлуатації і супутніх втрат потужності, які вказані нижче.

Втрати потужності дизеля

Відхилення умов експлуатації (температура, атмосферний тиск, спрацювання, якість палива і т.д.)	0,95 = 0,99⁵
Привід вентилятора	0,95 = 0,99⁵
Опір на викид і всмоктування	0,95 = 0,99⁵
Привід компресора бурової установки (втрати потужності приводяться до одного дизеля)	0,95 = 0,99⁵
Спайка дизелів : в дводизельному приводі три і більше одночасно працюючих дизелів	0,95 = 0,99⁵ 0,92 = 0,99⁸

З врахуванням розглядуваних видів втрат фактично використовувана потужність дизеля і момент складають:

(16.15)

де - паспортні значення потужності і моменту дизеля.

В груповому приводі потужність, яка передається одним дизелем в трансмісію:

при механічних передачах

(16.16)

при гідромеханічних передачах

(16.17)

де — потужність дизель гідравлічного агрегату.

Електродвигун бурової лебідки попередньо вибирають по номінальній потужності, величина якої визначається за умовою

(16.18)

де — потужність бурової лебідки; - ККД, який враховує втрати в передачах від двигуна до підйомного валу лебідки;

— коефіцієнт можливого перевантаження електродвигунів.

Номінальний момент попередньо вибраного двигуна повинен дорівнювати або бути більшим від еквівалентного моменту. Еквівалентний момент, який називають також середньоквадратичним, рівний де-якому абстрактному незмінному моменту, при якому нагрів двигуна буде таким же, як і при змінних значеннях моментів, які задаються реальним режимом навантаження [24].

Електродвигуни бурових насосів і ротора працюють в режимах, які характеризуються порівняно великою тривалістю циклів і невеликою зміною моменту. При цьому для забезпечення нормального температурного режиму достатньо, щоб номінальна потужність вибраного двигуна задовольняла умовам:

для бурових насосів ;

для ротора ,

де — потужність бурового насоса і ротора;

— ККД силових передач бурового насоса і ротора.

В бурових установках лебідка і ротор переважно оснащуються груповим приводом. Так як в процесі буріння лебідка і ротор одночасно не використовуються, двигуни їх групового приводу вибирають по потужності лебідки, яка значно перевищує потужність ротора. В зв'язку з цим двигуни групового приводу при роботі ротора є недовантаженими. Більш економічний індивідуальний привід ротора з порівняно невеликим маховим моментом трансмісії і регульованим двигуном.

Потужність на валах силових передач і механізмів, кінематично зв'язаних з валом двигуна, визначається по формулі

(16.19)

де — потужність, яка передається i-тим валом; — ККД силової передачі від вала двигуна до i-того валу.

Розглядувану формулу можна надати у вигляді:

звідки

(16.20)

де — крутні моменти двигуна і i-го вала; — кутові швидкості двигуна і і-го вала; — передавальне число від двигуна до i-го вала; — ККД силових передач від двигуна до i-го вала.

Передавальне число виражає відношення частоти обертання ведучої ланки до частоти обертання веденої ланки. Для багатоступінчастих передач передавальне число

де — передавальні числа окремих передач, які розташовані між двигуном і i-тим валом.

В пасових та інших фрикційних передачах передавальне число виражається через відношення діаметрів веденого і ведучого шківів. Так як колові швидкості двох шківів рівні, то при відсутності проковзування

звідки

Аналогічно для зубчастих та ланцюгових передач передавальне число виражається відношенням числа зубів веденого і ведучого коліс:

В практичних розрахунках зручно користуватися значеннями силових передавальних чисел: (де — силове передавальне число від двигуна до i-го вала).

По силовому передавальному числу визначається скрутний момент на i-му валі:

(16.21)

В якості прикладу на рис. 22Д і в табл. 4Д додатку приведено розрахунок кінематичних і силових передавальних чисел для валів групового тридизельного приводу. На основі от-риманих даних визначаються розрахункові сполучення скрутного моменту і частоти обертання, які необхідні для розрахунків на міцність валів, підшипників, муфт, ланцюгових та зубчастих передач, а також інших деталей, які входять до складу приводу. Колова сила на зубчастих колесах і ланцюгових зірочках

де — діаметр ділильного кола зубчастого колеса або ланцюгової зірочки.

Вали та інші деталі механічних передач лебідки розраховуються на міцність за найбільшим скрутним і згинальним моментами, які визначаються за моментом двигунів і за силовими передавальними відношеннями. При дизель-гідравліч-ному приводі і електродвигунах постійного струму, які забезпечують безступеневе регулювання частоти обертання лебідки, значення найбільшого моменту обмежується моментом, який створюється від допустимого навантаження на гаку підйомного механізму бурової установки. В розрахунках на опір втомі коефіцієнт еквівалентності (див. табл. 2Д).

Вали приводу насоса розраховуються на міцність з врахуванням коефіцієнта перевантажень по моментах, які обумовлені потужністю і частотою обертання трансмісійного вала:

де — скрутний момент на i-тому валу, який розміщений між насосом і двигуном; — скрутний момент на трансмісійному валі насоса; — потужність насоса; — частота обертання трансмісійного вала насоса; — силове передавальне число між i-тим валом приводу і трансмісійним валом насоса; — коефіцієнт перевантаження, за прийнятими Уралмашзаводом нормами в розрахунках на статичну міцність коефіцієнт перевантаження = 2,5.

В розрахунках на опір втомі навантаження приймаються стаціонарними: для ланцюгових передач, для пасових передач.

Вали приводу ротора розраховуються за найбільшим скрутним моментом на швидкохідному валі ротора, який визначається з його технічної характеристики. Коефіцієнт перевантаження . В розрахунках на опір втомі нестаціонарний режим навантаження ротора враховується коефіцієнтом еквівалентності. Значення коефіцієнтів еквівалентності і допустимих запасів міцності приведені в додатку (табл. 2Д).

При проектуванні гідромеханічних передач до заданого дизеля необхідно вибрати гідротрансформатор і побудувати їх сумісну характеристику для наступних силових розрахунків та розрахунків на міцність. Для цього попередньо вибирають прототип комплексного гідротрансформатора з відомою безрозмірною характеристикою, який володіє найбільш підходящими енергетичними і конструктивними параметрами. По зовнішній характеристиці дизеля (рис.16.21, а) вибирають розрахункові значення скрутного моменту і частоти обертання , які відповідають режиму максимальної потужності двигуна.

Рисунок 16.21 — Характеристики сумісної роботи дизеля з
гідротрансформатором

Розрахункове значення коефіцієнта моменту вибирають по характеристиці гідротрансформатора. Для прозорих гідротрансформаторів ці значення відповідають режиму максимального ККД або режиму гідромуфти. Для непрозорих гідротрансформаторів , як вказувалося раніше, має однакове скрутного моменту і частоти обертання дизеля прирівнюються до навантажувальних значень розрахованого трансформатора: і .

Крутні моменти вибраної моделі і розрахованого гідротрансформатора складуть ( ):

де і — активні діаметри моделі і розрахованого гідротрансформатора; і — частоти обертання насосного колеса моделі і розрахованого гідротрансформатора.

Представивши моменти у вигляді відношень

отримаємо формулу для визначення діаметру розрахованого гідротрансформатора:

При відсутності гідротрансформатора з колесом, діаметр якого відповідає розрахунковому, необхідно спроектувати нову модифікацію гідротрансформатора. За умовою подібності лінійні розміри проектованого гідротрансформатора повинні бути пропорційні відношенню , а кутові розміри лопаток приймаються одинакові з прототипом.

На рис. 16.21 приведені зовнішня характеристика дизеля В2-450 (а) і характеристика гідротрансформатора ТТК1 (б). Розглядуваний гідротрансформатор відноситься до прозорих Для побудови сумісної характеристики двигуна і прозорого гідротрансформатора необхідно знати поточні значення: частоту обертання і скрутний момент дизеля при різних передавальних відношеннях i гідротрансформатора. Для цього попередньо за рис. 16.21, б вибирають ряд значень 1 і для кожного вибраного значення розраховують навантажувальні характеристики насосного колеса гідротрансформатора, які визначають зміну обертового моменту на насосному колесі залежно від його частоти обертання .

Коефіцієнти моменту визначають по кривій характеристики гідротрансформатора. За отриманими даними будують криві , які при суміщенні з моментною характеристикою дизеля (рис. 16.21, а) визначають частоту обертання і момент дизеля для розглядуваних навантажувальних характеристик гідротрансформатора. Дальше за характеристикою гідротрансформатора на рис. 16.21, б знаходять значення і для прийнятих в розрахунку передавальних відношень .

На рис. 16.21, в сумісна характеристика дизеля і гідротрансформатора відкладають і відповідні їм значення і . По отриманих точках будують криві і .

Розрахунки для побудови приведених на рис. 16.21 характеристик сумісної роботи дизеля В2-450 і гідротрансформатора ТТК1 дано в табл. 16.9.

Таблиця 16.9 — Розрахунок параметрів сумісної роботи дизеля В2-450 і гідротрансформатора ТТК1

Параметри, позначення	Спосіб визна- чення	Числове значення
Діаметр гідротрансформатора м	Задано		0,55
Густина робочої рідини , кг/м³	Задано
Передавальне відношення	Рис. 16.21,б		0,2	0,5	0,8
Коефіцієнт моменту насосного колеса ГТ	Теж	0,060	0.067	0,064	0,046
Частота обертання насосного колеса, с^-1	Вибираємо	13,5	13,5	13,5	13,5


Момент насосного колеса ГТ,Н:м:	Вибираємо


Частота обертання дизеля об/хв	Рис. 16.21,а
Момент на валу дизеля , Н×м	Теж
Коефіцієнт трансформації	Рис. 16.21,б	4,2	2,7	1,7	1,0
Момент турбінного колеса ГТ Н×м
ККД гідротрансформатора	Рис. 16.21,б		0,54	0,85	0,80
Частота обертання вихідного валу ГТ , об/хв.

Для непрозорих гідротрансформаторів режим роботи двигуна залишається стабільним поза залежністю від навантаження на веденому валу. В цьому випадку показники сумісної характеристики визначаються за формулами

де — взаємопов'язані параметри, які визначаються за безрозмірною характеристикою гідротрансформатора.

Динаміка приводу

Під час перехідних процесів при запуску і зупинці лебідки, насосів і ротора, а також при різких змінах технологічних навантажень до діючих на привід бурових установок статичних навантажень додаються динамічні, обумовлені інерцією і пружними коливаннями привідних мас. Задача динаміки визначення характеру і величини цих навантажень в окремих вузлах і деталях приводу. Знання характеру і величин динамічних навантажень дає змогу уточнити розрахунки на міцність і визначити ефективні міри підвищення продуктивності, надійності і довговічності приводу.

Динамічні властивості будь-якої машини, в тому числі і приводу бурових установок, характеризуються інерційними параметрами, до яких відносяться: — маса вузлів і елементів, кг; - момент інерції рухомих частин, кг×м²; — маховий момент; — жорсткість або пружність окремих елементів приводу і привідної машини, Н/м (лінійна жорсткість) або H×м/рад (кутова жорсткість).

На динаміку приводу бурових установок поряд з вказаними параметрами суттєво впливають пускові властивості двигуна, точність монтажу і наявність зазорів у сполученнях, послідовність вмикання привідних мас, яка визначається прийнятою схемою управління, і режим вмикання, який залежить від типу і конструкції муфт зчеплення (шино-пневматична, гідродинамічна, електромагнітна), а також кваліфікації і навиків буровика. В процесі буріння свердловини і при спуско-підіймальних операціях динамічні навантаження виникають в період різких змін технологічних навантажень внаслідок ударів рухомої колони труб об виступи, раковини і інші нерівності в стінках свердловини, заклинювання долота, утворення сальників на шляху циркуляції промивної рідини і при інших подібних явищах.

Досліди показують, що наявність газу в промивній рідині, недостатнє наповнення циліндрів, пульсація тиску внаслідок поганого регулювання компенсаторів викликають значні динамічні навантаження в приводі бурових насосів. Під дією навантажень, які різко змінюються пружні елементи виконавчих механізмів і приводу деформуються і крім основних поступового і обертового ї обертового рухів здійснюють поперечні і крутні коливання. Періодично змінні при цьому миттєві сили пружності приводять до динамічних навантажень, які викликають передчасні поломки від втоми.

Теоретичне дослідження динаміки приводу бурових установок трудне внаслідок складності кінематичних схем і великої кількості зосереджених і розподілених мас, які містяться між двигуном і виконавчими органами, вплив сил пружності і технологічних факторів в різних випадкових комбінаціях. Тому дійсну конструктивну схему приводу переважно заміняють простою еквівалентною схемою з зосередженими масами і жорсткими зв’язками, яка забезпечує необхідну точність розрахунку. При цьому задача динаміки приводу рішається методами статики на основі відомого принципу Даламбера. Момент діючий на розглядувану ланку при розгоні

(16.23)

при гальмуванні

(16.24)

де — статичний момент, приведений до валу двигуна (при розгоні) або до валу гальма (при гальмуванні); — кутове прискорення вала двигуна або гальма; — приведений до вала двигуна або гальма момент інерції всіх обертових і зворотно поступових мас від розглядуваної ланки до найбільш віддаленої від двигуна; ; — передавальне число і ККД передачі від двигуна до розглядуваної ланки.

З врахуванням характеристик двигуна вираз (16.23) записується в наступний вид:

(16.25)

де — надлишковий момент на валу двигуна; — приведений до вала двигуна момент інерції всіх рухомих мас.

Значення надлишкового моменту на валі двигуна залежить від типу двигуна і складає:

для асинхронного електродвигуна з фазним ротором ;

для асинхронного двигуна з коротко замкнутим ротором ;

для двигуна внутрішнього згорання і гідродвигуна

де — пусковий момент, для електродвигуна ; — номінальний момент двигуна; — коефіцієнт пуску, який встановлюється з каталогу на двигуни.

Приведений до вала двигуна приведений момент інерції всіх мас механізму

(16.26)

де — момент інерції і-тої деталі, яка обертається; — передавальне число від електродвигуна до і-тої деталі; — маса поступово рухомих деталей і колони труб; — швидкість поступово рухомих мас; — частота обертання двигуна.

В практичних розрахунках на міцність динамічні перевантаження враховуються в розрахунковому навантаженні, яке визначається по одній з наступних умов:

де - розрахункове навантаження (момент, зусилля, тиск); - тривалодіюче максимальне навантаження; - паспортне навантаження; - коефіцієнт динамічності; - коефіцієнт перевантаження.

Розрахункове навантаження зручніше визначати по паспортному навантаженню та коефіцієнту перевантаження. Деталі приводу підйомного механізму розраховуються по найбільшому навантаженні з числа допустимих на кожній із швидкостей підйому. Коефіцієнт перевантаження і динамічності приймаються рівними одиниці. З цього випливає, що для приводу підйомного механізму паспортне і тривало діюче максимальне навантаження рівні.

Деталі приводу насоса розраховують на міцність по паспортному навантаженні, яка визначається по потужності насоса і номінальній частоті обертання трансмісійного валу насоса з врахуванням коефіцієнтів перевантаження. Аналогічно по пас-портному навантаженню розраховують деталі приводу ротора. Розрахункове навантаження при цьому визначають по скрут-ному моменту на столі або швидкохідному валу ротора при заданій потужності ротора і найменші частоті обертання стола ротора.

1 23