Ви є тут

Удосконалення опори шпинделя вибійного двигуна та покращання умов її роботи

Автор: 
Воробйов Вадим Миколайович
Тип роботи: 
Дис. канд. наук
Рік: 
2002
Артикул:
3402U003331
129 грн
Додати в кошик

Вміст

РОЗДІЛ 2
ВІБРАЦІЇ В СИСТЕМІ "ДОЛОТО -ОПОРА ШПИНДЕЛЯ ТУРБОБУРА" З ВРАХУВАННЯМ ПРУЖНОСТІ КУЛЬОК
Як показав аналіз попередніх досліджень, при моделюванні роботи турбобура не враховувалась нелінійність характеристики у вигляді залежності пружної сили від деформації, яка виникає в кінематичній парі "кулька - напрямне кільце насипного підшипника". Крім того, не аналізувався вплив несепарованості кульок, а також їх чотириточкове торкання до напрямних на надлишкові в'язі, кількість яких впливає на вибір розрахункової моделі для описання роботи такої насипної опори в системі "долото - опора шпинделя турбобура - бурильна колона". В цьому розділі зроблена спроба усунути вказані недоліки, а також визначити, як впливає вказана нелінійна характеристика пружної сили на роботу системи та показати ті режими роботи турбобура, які б дали змогу експлуатувати його в стійких зонах.

2.1. Структурний аналіз насипної кулькоопори

Для обгрунтування типу розрахункової динамічної моделі, яка б задовольняла практику буріння, потрібно проаналізувати специфіку структури безсепараторної кулькової опори.
Вважаємо, що: 1) виконується принцип чотириточкового торкання [2]; 2) має місце непрямолінійність осі свердловини; 3) попередній натяг не порушується при найнесприятливішому випадку експлуатації турбобура; 4) деформації кульки мають місце тільки в двох точках контакту.
Останнє припущення базується на тому, що в процесі обертання кульки під дією відцентрових сил виникають деформації елементів кінематичних пар "кулька-дистанційне кільце" ( рис.1.1 ) та "кулька-кулька" на декілька порядків менші, ніж пари "кулька-напрямне кільце"; 5) деформації кілець відбуваються по вертикалі.
Підрахуємо кількість надлишкових в'язей в опорі, спираючись на розробки О.Г.Озола [72 ], спочатку без врахування пружності ланок

, (2.1)

де - сума фактично накладених зв'язків кінематичним з'єднанням, якому в структурному відношенні еквівалентна опора,
S = 6 - f - мінімальне число в'язей, що потрібно для забезпечення необхідної рухомості пари "вал-корпус турбобура";
n - кількість кульок в ряді підшипника;
і - кількість рядів підшипника;
f - рухомість.
В таблиці 2.1 наведені результати підрахунку ? при різній кількості рядів опори.
Таблиця 2.1.
Структурні параметри опор шпинделів турбобурів при різній кількості рядів в багаторядному підшипнику
i4567891011121314151617n2222222222222222222222222222?43154064975886797610851194130314121521163017391848?n229288348406465526583642701760819878937996
Згідно з [72], кожний пружний зв'язок дає 1 ступінь вільності. Тому з врахуванням пружності ланок ступінь статичної невизначеності змен- шується, що видно з формули

. (2.2)

Для n=22 значення наведені в таблиці 2.1.
Як відомо з [73, 74], одним з головних показників якості конструкції підшипника як кінематичного з'єднання є кількість надлишкових в'язей.
На основі вище наведеного можна зробити такі висновки:
1. Насипна опора має надмірно велику кількість надлишкових в'язей, яка вимагає великої точності виготовлення, викликає появу додаткових напружень, веде до нерівномірного розподілу навантаження, не дає змоги самоустановлюватись елементам опори у відповідності з похибками при виготовленні та монтажі, знижує довговічність опори та зумовлює додаткові втрати енергії турбобура.
2. Динамічний аналіз закономірностей руху всіх елементів опори є непосильним на сьогоднішній день завданням. Потрібно обмежитись моделюванням на більш низькому рівні, наприклад, за допомогою моделей зведення.
3. Існує проблема поступового усунення надлишкових в'язей із забезпеченням елементам опори невеличких рухів, які потрібні для компенсації неточностей виготовлення, монтажу та локальних деформацій, що характерно для статично визначених механізмів.

2.2. Зведення параметрів жорсткості опори

Зведення параметрів жорсткості потрібне для складання спрощеної динамічної моделі опори у вигляді ланки зведення з пружно- дисипативним зв'язком.
З урахуванням паралельного торкання кульок, послідовного розташування напрямних та дистанційних кілець ( рис.1.1 ) корпусу та вала, турбобура, паралельного розташування цих пар та кульок в ряду ( рис.2.1, а ); послідовного розміщення рядів опори ( рис.2.1, б ) та припускаючи, що підшипниковий вузол зібрано без зазора для зведеного коефіцієнта жорсткості С0 опори (рис.2.1, в) маємо, якщо нахил напрямної площини кільця до горизонталі прийняти рівним 30?

, (2.3)

де - коефіцієнт жорсткості внутрішнього на- прямного кільця;
; ;
- середній діаметр підшипника;
d - діаметр кульки;
Е - модуль Юнга;
- довжина дистанційного кільця;
- коефіцієнти вертикальної жорсткості характерних ділянок внутрішнього напрямного кільця [75];
- коефіцієнт жорсткості зовнішнього напрямного кільця;
; ;
- зовнішній діаметр підшипника;
- коефіцієнти вертикальної жорсткості характерних ділянок зовнішнього напрямного кількя;
- коефіцієнт жорсткості одного ряду насипної кулькової опори;
- коефіцієнт жорсткості внутрішнього дистанційного кільця;
- внутрішній діаметр підшипника;
- коефіцієнт жорсткості зовнішнього дистанційного кільця;
- зведений коефіцієнт жорсткості кульок одного ряду;
- кількість кульок в ряді;
- коефіцієнт жорсткості однієї кульки;
; - відповідно змінний та постійний члени коефіцієнта жорсткості однієї кульки [76];
- осьове зусилля.

Рис. 2.1. Схеми для розрахунку зведеної жорсткості опори шпинделя турбобура
Закон зміни зведеного коефіцієнта жорсткості опори в функції осьового навантаження F0 наведений на рис.2.2, що побудовани