Лебідка бурова КП -4550м

Аналіз умов експлуатації, визначення параметрів проектованого обладнання. Порівняльний критичний аналіз серійних моделей з визначеними параметрами, вибір прототипу. Опис конструкції та будови. Розрахунок на міцність, довговічність, витривалість.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 07.12.2014
Размер файла 1,6 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

Роль нафти і газу в розвитку продуктивних сил суспільства дуже велика. Для кожної країни вони є потенційними багатствами. Частка нафти і газу в світовому енергетичному балансі за останні роки виросла до 55%.

Основна роль у підготовці сировинних ресурсів і збільшенні видобутку нафти і газу належить бурінню, в результаті якого розширюється існуюча та створюється нова ресурсно-сировинна база і забезпечується заданий рівень видобутку вуглеводневої сировини.

Стратегічним завданням нафтогазової галузі є подальше збільшення обсягів пошуково-розвідувальних робіт, які проводяться силами ДК «Укргазвидобування» і ВАТ «Укрнафта», а також НАК «Надра», що дозволить створити надійну сировинну базу для видобування вуглеводнів.

На сьогодні геологорозвідувальними експедиціями відкрито нові родовища, розробивши які Українська держава змогла б покращити забезпечення себе енергоресурсами, але для цього необхідні бурові установки для буріння свердловин глибиною більше 5000 м.

Основою стабілізації та нарощування об'ємів видобування природного газу та нафти в Україні є збільшення обсягів буріння газових і нафтових свердловин.

Буріння більшості свердловин ведеться в складних гірничо-геологічних умовах на глибинах до 4000 метрів при пластових тисках до 100 МПа і температурах на вибої до 180оС. Близько 25% від загальних обсягів буріння припадає на похило-спрямовані свердловини.

Сучасне оснащення бурових підприємств України установками для буріння є недостатнім з точки зору відповідності цієї техніки світовому рівню розвитку і не забезпечує можливість вибору оптимального обладнання для тих чи інших умов буріння. Підприємства змушені використовувати наявні у них установки, які не завжди відповідають технологічним та техніко-економічним вимогам при бурінні свердловин. У зв'язку з цим невідкладним є питання розробки і виготовлення вітчизняних установок. Його актуальність не в останню чергу продиктована ціновим фактором. Ефективність вирішення цієї задачі залежить в значній мірі від аналізу параметрів і конструктивних рішень, досягнутих при розробці і виготовленні установок для буріння свердловин ведучими фірмами світу.

Спуско-підіймальний комплекс - невід'ємна частина будь-якої бурової установки незалежно від способу буріння.

В процесі буріння свердловини спуско-підіймальний комплекс виконує різноманітні операції. В одному випадку для проведення спуско-підіймальних операцій (СПО) з метою заміни спрацьованого долота, спуску колони обсадних труб при кріпленні, підтримки заданого навантаження на долото і подачі бурильної колони при відборі керна, ловильних або інших роботах в свердловині, а також для нарощування колони. В других випадках забезпечує створення на гаку необхідного зусилля для витягування із свердловини прихваченої бурильної колони.

Вдосконалення спуско-підіймального агрегату вагомо впливає на техніко-економічні показники буріння, адже СПО займають до 25% в балансі календарного часу, витраченого на проводку свердловини.

1. Аналіз умов експлуатації, визначення параметрів проектованого обладнання

Створюємо набір індивідуальних вихідних даних згідно геолого-технічного наряду [1]

кінцева глибина буріння Lмакс=4550 м;

спосіб буріння - роторний;

відомості про компоновку бурильних колон наведено в таблиці 1.1;

Конструкція свердловини показана на рисунку 1.1.

Таблиця 1.1 - Відомості про компоновку бурильних колон по фазах буріння

Параметри

Інтервал буріння

0-9

9-480

480-3200

3200-4550

1 Діаметр обсадних труб, мм

426

324

245

168/146

2 З'єднання секцій на глибині, (при спуску обсадних колон секціями), м

-

-

2500

3050

3 Типорозмір бурильних труб

-

ПК12712,7Д

ПК1279,19Д

ПК12712,7Д

ПК1279,19Д

ПК11410,92Д

ПК1148,56Д

ПК1279,19Д

4 Довжина бурильних труб, м

-

250

126

250

2794

250

3700

400

5 Типорозмір обважнених бурильних труб

-

ОБТ 245

ОБТС2 229

ОБТ 203

ОБТС2 229

ОБТ 203

ОБТ 178

6 Довжина обважнених бурильних труб, м

-

8

12

84

24

132

200

Визначимо вагу бурильних колон, використовуваних у фазах буріння під проміжну (до 3200 м) і під експлуатаційну (до 4550 м) обсадні колони

Вагою бурильних колон, використовуваних для буріння під направлення і кондуктор, знехтуємо, оскільки наперед відомо, що вона менша, ніж вага кожної з двох зазначених вище колон.

Вага Gбкі і-ої бурильної колони визначається з виразу (1.1):

Gбкі = (S(qпрi lбтi) + mзді)g, (1.1)

Рисунок 1.1 - Конструкція свердловини

де lбті - довжина труб і-ого типорозміру в складі бурильної колони, м;

qпрi - погона маса труб і-ого типорозміру в складі бурильної колони, кг /м;

mзді - маса вибійного двигуна, кг.

Оскільки спосіб буріння свердловини роторний, то маса вибійного двигуна в виразі (1.1) дорівнює нулю. Приведена погонна маса бурильних труб при довжині 11,5 м з врахуванням висадки кінців і наявності замків: ПК-127?12,7 - 36,4 кг/м, ПК-127?9,19 - 27,37 кг/м, ПК-114?10,92 - 28,53 кг/м, ПК-114?8,56 - 22,65 кг/м [2]. Погонна маса обважнених бурильних труб: ОБТ 245 - 314,3 кг/м; ОБТС2 229 - 273,4 кг/м, ОБТ 203 - 192 кг/м, ОБТ 178 - 156 кг/м [2].

Визначаємо найбільшу вагу Gбкі бурильної колони у 3-ій та 4-ій фазах буріння, оскільки є очевидним, що у 2-ій фазі вона буде меншою за обчислювані:

Gбк3= (273,424+192•132+36,4250+27,37•2794)9,81 = 1152185 Н 1152 кН;

Gбк4= (156200+28,53•250+22,65•3700+27,37•400)9,81 = 1305569 Н 1306 кН.

Таким чином встановлено, що найважчою є бурильна колона, застосовувана у фазі буріння під експлуатаційну колону (в інтервалі 3200-4550 м), для подальших розрахунків приймемо її вагу Gбк макс = 1306 кН.

Визначаємо мінімум допустимого навантаження на гак Рг доп:

Допустиме навантаження на гак Рг доп визначаємо з виразу:

, (1.2)

.

Згідно стандарту [4] вибираємо нормативне значення допустимого навантаження на гак бурової установки, яке рівне Рдоп=2500 кН.

За допустимим навантаженням на гак вибираємо клас бурової установки. При Рдоп=2500 кН клас бурової установки, яка комплектується проектованою лебідкою, - шостий. Для установок 6-го класу регламентовані [4] наступні показники підйомного комплексу:

- максимальна кратність оснастки талевої системи uтс = 10 (5?6);

- діаметр талевого каната dк = 32 мм;

- висота вишки Hв=45 м [5];

- довжина свічки lсв=27 м [5].

Відповідно до вибраного 6-го класу бурової установки встановлюємо нормативні границі потужності на вхідному валі підйомного агрегата за стандартом[4] Nбл мін= 670 кВт; Nбл макс=900 кВт.

Обчислюємо потужність на вхідному валі підйомного агрегату Nбл, кВт:

- виходячи з умови прийнятних витрат часу на виконання спуско-підйомних операцій (СПО):

Nбл=(Gбк+Gр)·Vг /(hтс·hбл)=(1500 + 100)·0,4/(0,85·0,92)=818 кВт, (1.7)

де Gбк = Gбкмакс 0,6·Рдоп =0,6·2500=1500 кН,

Gр - вага рухомих частин талевої системи; для установок 6-го класу Gр=100 кН [3];

Vг - рекомендована швидкість підйому найважчої бурильної колони;

Vг=0,4-0,5 м/с.

- в функції від умовної глибини буріння комплектованої установки

Nбл = КL·Lум=0,22·4000 = 880 кВт; (1.8)

- в функції від допустимого навантаження на підйомний гак бурової установки Pдоп:

Nбп = Кр·Pдоп=0,29·2500=725 кВт. (1.9)

Коефіцієнти питомої потужності KL (кВт/м) і Кр (кВт/кН) в (1.8, 1.9) приймаємо з [3] за класом бурової установки - для установок 6-го класу КL=0,22 кВт/м;

Кр=0,29 кВт/кН.

Складаємо з одержаних описаними вище способами чисельних значень Nбл впорядкований у порядку зростання послідовність: 670, 900; 818; 880; 725, як видно розходження незначне, знаходимо середнє арифметичне значення

Nбл = 799 кВт.

Приймаємо остаточну величину показника Nбл із стандартного ряду [6] Nбл=900 кВт, перевіривши виконання умови Nбл мін--Ј--Nбл--Ј Nбл макс.

Умова виконується 670 < 799 < 900.

Визначаємо максимальний натяг талевого каната на барабані лебідки:

Рк макс = доп + Gр) / (uтс·hтс) = (2500 + 100) / (10·0,85)= 306 кН (1.10)

Вибираємо з [6] нормативне значення діаметра підйомного барабана Dб=750 мм для лебідки 6 класу.

Обчислюємо діаметр барабана лебідки Dб, мм:

1 - в функції від діаметра каната dк:

Dб = КD · dк=23,4·32=749 мм, (1.11)

де КD = Dб / dк - коефіцієнт пропорційності: 18?? КD ? 28 [3].

- в функції від потужності на вхідному валі підйомного агрегату Nбл, кВт:

Dб = 15,2·Nбл0,5 + 200= 15,2·9000,5 + 200=656 мм. (1.12)

Оцінюємо розходження чисельних значень діаметрів підйомного барабана: 750; 749; 656 мм, розходження незначне, середнє арифметичне Dб=692 мм. Остаточно приймаємо Dб=750 мм.

З [6] стандартне значення довжини підйомного барабана Lб відповідно до вибраного класу бурової лебідки - Lб = 1350 мм для бурової лебідки 6 класу.

Обчислюємо довжину підйомного барабана Lб, мм:

- в функції від прийнятого діаметра барабана Dб:

Lб = (1,5 - 2,2)·Dб= (1,5 - 2,2)·750=1,6·750=1200 мм. (1.13)

Множник при Dб в (1.13) диференціюється в залежності від потужності Nбл; приймаємо його рівним 1,6 для Nбл=900 кВт;

- в функції від кута девіації ведучої вітки талевого каната:

Lб = 2H· tg a= 2·45· tg 5?'=1309 мм, (1.14)

де H - відстань від осі кронблока до осі підйомного вала лебідки, м, можна наближено прийняти Н = Нв;

a = 45' - 60' - кут девіації - відхилення каната від положення, в якому він перпендикулярний осі підйомного вала лебідки або лежить у середній площині канатного шківа кронблока.

- в функції від потужності Nбл, кВт:

Lб = 0,244·Nбл + 1035= 0,244·900+ 1035=1255 мм. (1.15)

Розходження значень, знайдених вказаними вище способами незначне; середнє арифметичне Lб = 1279 мм. Остаточно приймаємо значення Lб=1350 мм.

Отже проектована лебідка має наступні основні параметри:

Nбл=900 кВт; Рк макс = 250 кН; Dб=750 мм; Lб = 1350 мм.

2. Порівняльний критичний аналіз серійних моделей з визначеними параметрами, вибір прототипу

В таблиці 2.1 представлені технічні характеристики бурових лебідок з близькими до розрахованих в розділі 1 основними параметрами (Nбл=900 кВт; Рк макс = 250 кН; Dб=750 мм; Lб = 1350 мм).

Таблиця 2.1 - Технічні показники бурових лебідок

Модель

Nбл, кВт

Ркмакс, кН

Dб, мм

Lб, мм

Zvб

dк, мм

L?B?H, мм

m, кг

2346 S (1000) Cabot Corporation

780

265

591

1270

5+1R

29

-

11295

1000-4212 (LTO 1000) Cooper Manufacturing Corporation

740

199

457

1092

4+1R

28

-

-

ЛБУ-1200

(БУ 2500/160 ДПБМ)

710

200

800

1030

5

32

7250?3545?2865

26548

ЛБУ-900 ЭТ-3

(БУ 4500/270 ЭК-БМ)

900

270

600

1243

2

32

4365?3000?2185

22725

ЛБУ 670 ЭТ-3

(БУ 2900/175 ЭР-П)

670

200

500

1190

2

28

4348?2930?2155

21000

TF-22 (F-160-ЕС-T)

Upet S.A

746

249

-

-

4+1R

28

-

-

2346-SHL (1100) IRI International Corporation

746

-

587

1270

4

28,9

-

-

Умовні позначення показників: Nбл - потужність на вихідному валі підйомного агрегату; Ркмакс - допустимий натяг каната; Dб, Lб - діаметр і довжина барабана лебідки; Zvб - число швидкостей підйомного барабана; dк - діаметр талевого каната; L, B, H - відповідно довжина, ширина і висота агрегату; m - маса агрегата

В буровій лебідці 2346S американської компанії Cabot Corporation привод допоміжного гідродинамічного гальма здійснено від барабанного вала бурової лебідки через ланцюгову передачу-мультиплікатор. Таким способом збільшено частоту обертання ротора гідродинамічного гальма, що дозволило обійтися гальмом меншого розміру і маси. Описаним чином знижено матеріаломісткість і зменшено габарити. В привод допоміжного гальма вбудовано обгінну муфту, завдяки якій вдалося уникнути додаткових енерговитрат при підйомі гака.

Привод і кінематична схема бурової лебідки характеризуються досконалою кінематикою, яка забезпечує близьку до ідеальної тягову характеристику підйомного комплексу.

Лебідку оснащено водоохолоджуваними двошківними стрічково-колодковими гальмами з уніфікованими гальмівними колодками.

Рисунок 2.1 - Бурова лебідка 2346S (Cabot Corporation)

Бурова лебідка 1000-4212 американської корпорації Cooper Manufacturing є одновальною лебідкою з ланцюговою трансмісією. Допоміжне гідродинамічне гальмо сполучено з підйомним валом бурової лебідки через фрикційну муфту і ланцюгову передачу - мультиплікатор. Конструктивні особливості установок корпорації Cooper Manufacturing дають змогу нарощувати бурильну колону без опускання ведучої труби з вертлюгом в шурф завдяки оснащенню бурової лебідки другим барабаном. Така особливість створює суттєві переваги при експлуатації в регіонах з високою механічною швидкістю буріння, доброю буримістю порід.

Конструкція бурової лебідки ЛБУ-1200 компанії «Уралмаш - Буровое оборудование» дозволяє здійснювати підйом бурильного інструменту з одночасним обертанням ротора. Перемикання передач в коробці змінних передач, вмикання і вимикання допоміжного гальма, регулятора подачі долота проводиться механізмами ручного керування, при чому усі вони є неоперативними, тому для здійснення названих операцій потрібна повна зупинка відповідних кінематичних ланок.

Рисунок 2.2 - Бурова лебідка ЛБУ 1200 («Уралмаш - Буровое оборудование»)

Бурова лебідка ЛБУ 900 ЭТ-3 компанії «Уралмаш - Буровое оборудование», якими оснащуються бурова установка БУ4500/270 ЭК-БМ з тиристорним електроприводом постійного струму основних механізмів, відрізняються оригінальністю конструкції та забезпечують ефективну роботу по проведенню спуско-підйомних операцій і бурінню. Лебідка оснащена електроприводом постійного струму, що працює за схемою «тиристорний перетворювач-двигун». Лебідка проста за конструкцією, компактна і її маса менша, ніж в лебідок з ланцюговою трансмісією. Унікальна конструкція лебідки дозволяє відмовитися від традиційних конструктивних елементів: ланцюгової передачі, шино-пневматичних муфт, електромагнітного або гідродинамічного гальма, стрічкового гальма і рукоятки управління гальмом.

Рисунок 2.3 - Бурова лебідка ЛБУ 900 ЭТ-3 («Уралмаш - Буровое оборудование»)

КЗП бурової лебідки 2346-SHL компанії IRI International Corporation - ланцюгова двовальна з зубчастою передачею реверса і неоперативними зубчастими муфтами вмикання ланцюгових передач. Вихідний вал КЗП до лебідки - двоконсольний з ланцюговими зубчастими колесами на консолях. Із вторинного вала КЗП ланцюговою передачею приводиться конічний редуктор привода ротора, ведений вал якого карданним валом з'єднаний з проміжною ланцюговою передачею, ведений вал останньої з'єднаний карданним валом з приводним валом ротора. Вмикання тихохідної і швидкохідної ланцюгових передач на підйомний вал бурової лебідки здійснюється оперативними фрикційними пневмомуфтами Airflex барабанного типу, такою ж муфтою вмикається проміжна ланцюгова трансмісія привода ротора.

З підйомного вала бурової лебідки організовано ланцюгову передачу-мультиплікатор для привода допоміжного гідродинамічного гальма, яке приводиться через карданний вал. При підйомі незавантаженого елеватора карданний вал привода допоміжного гальма вимикається обгінною муфтою, таким чином виключаються додаткові енерговитрати в гальмі. Після завершення спуску трубної колони кінематичний ланцюг в приводі допоміжного гальма роз'єднується шліцьовою муфтою. В даній буровій лебідці використовують дискові головні гальма. Використання дискових гальм дає наступні переваги: зменшує втомлюваність бурильника, робить зайвим допоміжне гальмо, зменшує загальну масу та інерційність, покращує динаміку підйомного комплексу, автоматично компенсує зношування пар тертя, спрощує обслуговування, знижує експлуатаційні витрати.

Виходячи з економічних міркувань, доцільно вибрати модель бурової лебідки виробництва компанії Cabot Corporation, так як вона має меншу масу в порівнянні з іншими моделями. Найбільш простою за конструктивною схемою є бурова лебідка 2346 S, якою комплектується бурова установка 1000. Тому в якості прототипу виберемо саме цю модель бурової лебідки.

3. Опис конструкції, будови, принцип дії, комплектності проектованого обладнання

Головний привод - дизельгідравлічний від двох силових агрегатів з дизельними двигунами і гідромеханічними передачами Allison. Вона здійснює передачу п'яти швидкостей прямого і одну зворотного ходу через карданний вал 15, одночасно забезпечуючи плавне регулювання частоти обертання вихідного валу.

Лебідка складається з підйомного (барабанного) вала 3, встановленого на підшипниках кочення. На валу барабана справа закріплена півмуфта кулачкової муфти 4, а зліва змонтований блок ланцюгового колеса і закріплена спарена шино-пневматична муфта 2ШПМ-1070. На рамі 8 встановлена гальмівна машина (гідродинамічне гальмо) 6, на валу якої посаджена друга півмуфта кулачкової муфти, за допомогою якої під час гальмування вал гальмівної машини з'єднується з валом барабана.

Ввімкнення кулачкової муфти здійснюється неоперативним шляхом важільною системою 5 з пневмоприводом, встановленим на рамі 9.

Всі підшипники змазуються густим мастилом через пружинні масляниці.

З лівого боку на торці вала барабана закріплене ланцюгове зубчасте колесо привода тахогенератора 21, а до торця приєднаний вертлюжок для підводу повітря до муфт.

Для здійснення гальмування барабана лебідка оснащена двострічковим гальмом. Дві гальмівні стрічки охоплюють гальмівні шківи барабана. Одним кінцем стрічки приєднані до балансира, встановленого на спеціальному стояку на рамі лебідки перед барабаном, а іншим кінцем - до гальмівного ексцентричного вала, що має рукоятку управління.

Гальмівна стрічка - це сталева стрічка, до якої на спеціальних болтах кріплять гетинаксові колодки.

Балансир гальма монтують за допомогою осі на спеціальному стояку. На кінцях він має опорні сферичні поверхні, які разом з поверхнею гнізд балансира утворюють шарніри нерухомого кінця стрічок. Балансир під час гальмування має можливість трохи відхилятися від горизонтального положення і вирівнювати натяг стрічок при нерівномірному зношуванні колодок.

Керування шино-пневматичними муфтами підйомного агрегата, вмикання і вимикання гальмівної машини сконцентровано на пульті бурильника.

4. Cутність пропонованих вдосконалень, обгрунтування їх доцільності і ефективності

Так як поперечні габарити силових агрегатів унеможливили симетричне розміщення силових агрегатів на однаковій відстані від кінця шасі як у трейлерному, так і в самохідному варіанті. За рахунок цього зміщуємо силові агрегати по довжині монтажної бази, тим самим суттєво погіршуємо компоновку установки з дводизельним приводом. При повздовжній компоновці вали силових агрегатів є перпендикулярними до вала бурової лебідки. Виникає необхідність у застосуванні конічного редуктора. Проміжними кінематичними ланками між вихідними валами гідродинамічної передачі та вхідними валам конічних редукторів обрано карданні вали.

Привод допоміжного гідродинамічного гальма здійснено від барабанного вала бурової лебідки через ланцюгову передачу-мультиплікатор. Таким способом збільшено частоту обертання ротора гідродинамічного гальма, що дає змогу обійтися гальмами меншого розміру. Описаним чином знижено матеріаломісткість і зменшено габарити, хоча це досягнуто за рахунок зниження надійності. В привод допоміжного гальма вмонтовано обгінну муфту, завдяки якій вдалося уникнути доаткових енерговитрат при підйомі гака.

5. Розрахунок на міцність, довговічність, витривалість

обладнання прототип буровий лебідка

1 Розрахунок підйомного вала

1.1 Метою розрахунку на статичну міцність і на витривалість підйомного вала бурової лебідки є визначення коефіцієнтів запасу міцності для небезпечних перерізів і порівняння їх із допустимими значеннями.

1.2 Вихідні дані для розрахунку вала:

креслення вала;

матеріал вала - сталь 34ХНМ ДСТУ 4543-95, термообробка нормалізація до твердості НВ 217…269, механічні властивості: в=780 МПа; т=540 МПа; -1=361 МПа; в=650 МПа [1];

максимальний натяг ходової вітки талевого каната Рхк=265 кН.

Розрахунок проведемо при максимальному обертовому моменті на валу, який при мінімальній швидкості обертання передається на вал через ланцюгову передачу (81/31) від приводного вала, яка включається здвоєною ШПМ-1070. Для спрощення розрахунків при цьому знехтуємо решта ланцюговими передачами на підіймальному валу, вплив яких при даній передачі мінімальний.

Максимальний обертовий момент на валу буде при мінімальній швидкості підйому гака, яка рівна Vгмін=0,185 м/с [7]. При даній швидкості гака частота обертання барабана лебідки визначається з формули

nб=хв-1 (5.1)

де Dср - середній розрахунковий діаметр намотування талевого каната на барабан лебідки

Dср = м, (5.2)

де D1=Dб+dк=0,591+0,029=0,62 м;

DН=Dб+(2z-1) dк=0,591+(23-1)0,0290,93=0,726 м;

z - число шарів навивки каната на барабан, для даної лебідки z=3;

- коефіцієнт укладки талевого канату, =0,93 [1].

Максимальний обертовий момент на валу при заданій паспортній потужності на барабані бурової лебідки 780 кВт

Мкмакс = ·103 Н·м (5.3)

обладнання прототип буровий лебідка

Визначення реакцій

Натяг каната передається на вал через ліву і праву маточини барабана. При цьому положення каната відносно барабана може бути: крайнє ліве, середнє, крайнє праве. З метою спрощення громіздких однотипних розрахунків для кожного положення розрахунок проведемо лише для крайнього лівого положення, оскільки при цьому положенні значення згинаючих моментів максимальні.

Окружна сила на вал від ланцюгової передачі, яка передається через маточину ШПМ

F=172000 Н. (5.4)

де D - діаметр ділильного кола ланцюгового зубчастого колеса з числом зубців z=81, рівний D=z·t/р=81·63,5/3,14=1637 мм.

Розрахункова схема вала приведена на рисунку 4.1. Визначаємо реакції в маточинах барабана в крайньому лівому положенні талевого каната.

Y=0; Рхк=+, (5.5)

МА=0; 1180Рхк-1207=0, (5.6)

Звідки =1180 Рхк/1207=1180 265000/1207=259072 Н.

МБ=0; 27Рхк-1207=0, (5.7)

Звідки =27 Рхк/1207=27 265000/1207=5928 Н.

Перевірка: Рхк=+=259072+5928=265000 Н.

Рисунок 5.1 - Розрахункова схема підйомного вала лебідки при розташуванні каната в крайньому лівому положенні відносно барабана

Визначаємо опорні реакції у вертикальній площині

МЕ=0; 550+1757-2235+3011Fr=0, (5.8)

Звідки =(550+1757+3011Fr)/2235=(550259072+17575928+

+3011172000)/2235=300133 Н.

МВ=0; -2235+478+1685-776Fr=0, (5.9)

Звідки =(478+1685-776Fr)/2235=(4785928+1685259072-

-776172000)/2235=136867 Н.

Перевірка + - - + F = 259072+5928-136867-300133+172000=0.

Визначаємо опорні реакції в горизонтальній площині

МЕ=0; 2235-3011F=0, (5.10)

Звідки =3011F /2235=3011172000 /2235=231719 Н.

МВ=0; -2235+776F=0, (5.11)

Звідки =776F /2235=776172000 /2235=59719 Н.

Перевірка - + Fо = 59719 - 231719 +172000=0.

Побудова епюр згинаючих і крутних моментів

Будуємо епюри згинаючих моментів в вертикальній площині в розрахункових перерізах

МЕ=0;

МА=0,55=0,55136867=75277 Нм;

МБ=1,757-1,207=1,757136867-1,207259072=-72224 Нм;

МГ=0;

МВ= - 0,776F=-0,776172000=-133472 Нм;

Будуємо епюри згинаючих моментів в горизонтальній площині в характерних перерізах

МЕ=0;

МА=0,55=0,5559719 =32845 Нм;

МБ=1,757=1,75759719 =104926 Нм;

МВ=2,235=2,23559719 =133465 Нм;

МГ=0;

Будуємо епюру результуючого приведеного згинаючого моменту за формулою

. (5.12)

Переріз Е: ;

переріз А: Нм;

переріз Б: Нм;

переріз В: Нм;

переріз Г: .

Будуємо епюру крутних моментів. Крутний момент від середини посадки маточини ШПМ до середини правої маточини рівний Мкр=141000 Нм, крутний момент між серединами маточин рівний Мкр=141000/2=70500 Нм.

Розрахунок підйомного вала на статичну міцність

Метою розрахунку є визначення коефіцієнтів запасу статичної міцності s в найбільш небезпечних перерізах при статичному навантаженні та порівняння їх з допустимими значеннями. Умова міцності виконується, коли s[s].

Серед розглядуваних вище перерізів в перерізі Е крутний і згинаючий моменти рівні 0, отже, його розраховувати не будемо.

Вихідні дані до розрахунку:

переріз А (переріз характеризується посадкою з гарантованим натягом) d=0,27 м, Мкр=70500 Нм, Мзг=82130 Нм;

переріз Б (форма перерізу характеризується наявністю шпонкової канавки) d=0,27 м, Мкр=141000 Нм, Мзг=127380 Нм, геометричні розміри шпонки b=40 мм, h=30 мм, t1=20 мм);

переріз В (переріз характеризується посадкою з гарантованим натягом) d=0,21 м, Мкр=141000 Нм, Мзг=188752 Нм;

переріз Г (форма перерізу характеризується наявністю шпонкової канавки) d=0,165 м, Мкр=141000 Нм, Мзг=0 Нм, геометричні розміри шпонки b=25 мм, h=14 мм, t1=9 мм.

Визначаємо моменти опору в небезпечних перерізах за формулами:

а) екваторіальний Wзгх; (5.13)

б) полярний Wко; (5.14)

де Кх і Ко - коефіцієнти, що враховують відмінність форми перерізу від кола [8, табл.ІІІ.3]:

переріз А - Кх=1,08, Ко =1,12 при b/d=40/270=0,15;

переріз Б - Кх=1, Ко =1;

переріз В-Кх=1, Ко =1;

переріз Г - Ко =1,12 при b/d=25/165=0,15;

Тоді за формулами (4.13) і (4.14)

- переріз А Wзг=1,083,140,273/32=2,0810-3 м3;

Wк=1,123,140,273/16=4,3310-3 м3;

- переріз Б Wзг=13,140,273/32=1,9310-3 м3;

Wк=13,140,273/16=3,8610-3 м3;

- переріз В Wзг=13,140,213/32=0,9110-3 м3;

Wк=13,140,213/16=1,8210-3 м3;

- переріз Г Wк=1,123,140,1653/16=0,9910-3 м3;

Визначаємо номінальні напруження за формулами:

а) згину =Мзг/Wзг; (5.15)

б) кручення = Мк/Wк; (5.16)

- переріз А =82130/2,0810-3 = 39,5 МПа; = 70500/4,3310-3 = 16,3 МПа;

- переріз Б =127380/1,9310-3 = 66 МПа; = 141000/3,8610-3 = 36,5 МПа;

- переріз В =188752/0,9110-3 = 207 МПа; = 141000/1,8210-3 = 77,5 МПа;

- переріз Г = 141000/0,9910-3 = 142,4 МПа.

Визначаємо коефіцієнти запасу міцності при:

а) згині s=в/, (5.17)

б) крученні s=в/, (5.18)

- переріз А s=780/39,5 = 19,7; s=650/16,3= 40;

- переріз Б s=780/66 = 11,8; s=650/36,5= 18;

- переріз В s=780/207 = 3,7; s=650/77,5= 8;

- переріз Г s=650/142,4= 4,6;

Визначаємо сумарний запас на статичну міцність за формулою

, (5.19)

- переріз А ;

- переріз Б ;

- переріз В ;

- переріз Г s=4,3;

Допустимий коефіцієнт запасу міцності [8, табл. 2П] для всіх перерізів [s]=3,2. Отже, умова міцності при статичних навантаженнях виконується у всіх перерізах.

Розрахунок підйомного вала на втомну міцність

Метою розрахунку є визначення коефіцієнтів запасу втомної міцності n при циклічних навантаженнях в найбільш небезпечних перерізах та порівняння їх з допустимими значеннями. Умова міцності виконується, коли n[n].

Коефіцієнти асиметрії для всіх перерізів рівні R=1 і R=0 [8, табл. 2П].

Визначаємо амплітуду напружень при

а) згині , (5.20)

а) крученні , (5.21)

переріз А а= 39,5 МПа; а= 16,3/2= 8,15 МПа;

переріз Б а= 66 МПа; а= 36,5/2=18,25 МПа;

переріз В а= 207 МПа; а= 77,5/2= 38,75 МПа;

переріз Г а= 142,4/2= 71,2 МПа.

Визначаємо середні напруження при

а) згині , (5.22)

а) крученні (5.23)

для всіх перерізів.

Визначаємо коефіцієнти концентрації напружень

- перерізи Б і Г - К =1,871 при в=780 МПа при одному шпонковому пазу, виконаному дисковою фрезою [8, рис. 12.П, б]; К =2,126 при в=780 МПа [8, рис. 13.П];

- перерізи А і В-К =3,1; К =2,26 для посадок з гарантованим натягом [8, табл.ІІІ.1].

Визначаємо коефіцієнт, який враховує масштабний ефект Кd [8, рис. ІІІ.5]. Для всіх перерізів Кd = 0,52.

Коефіцієнт, який враховує стан поверхні Кf [8, рис.ІІІ.6] для всіх перерізів рівний Кf = 1,15.

Визначаємо коефіцієнт зміцнення Кv [8, табл ІІІ.2]. Для всіх перерізів Кv=2,2.

Визначаємо коефіцієнт зниження границі витривалості при

а) згині Кзг=, (5.24)

б) крученні Кк=, (5.25)

- для перерізу А Кзг==1,77,

Кк==1,99,

- для перерізу Б Кзг==2,84,

Кк==2,11,

- для перерізу В Кзг==5,21,

Кк==3,86,

- для перерізу Г Кк==1,99.

Визначаємо границі витривалості сталі марки 34ХНМ [8, табл.ІІІ.5] при

а) згині -1=0,47в=0,47780=361 МПа;

б) крученні -1=0,25в=0,25780=211 МПа.

Коефіцієнти еквівалентності відповідно при згині і крученні [8, табл. 2.П] Ке=0,5 і Ке=0,5. Коефіцієнти чутливості до асиметричного циклу =0,1 і =0,05 [8, табл.ІІІ.6].

Визначаємо запас міцності по змінних напруженнях при

а) згині , (5.26)

б) крученні , (5.27)

- переріз А ,

,

- переріз Б ,

,

- переріз В ,

,

- переріз Г ,

Загальний запас міцності по змінним напруженням

, (5.28)

- переріз А ;

- переріз Б ;

- переріз В ;

- переріз Г n=2,8;

Допустимий коефіцієнт запасу втомної міцності за змінними напруженнями [8, табл. 2П] для всіх перерізів [n]=1,6. Отже, умова міцності при циклічних навантаженнях n[n] виконується у всіх перерізах.

2 Розрахунок ланцюгової передачі

2.1 Вихідні дані:

потужність, яка передається передачею N = 780 кВт;

частота обертання веденого валу n2 = 52,76 хв-1;

момент, який передається передачею М=141000 Н·м;

число зубців зірочок z1=31, z2=81 [9];

тривалість експлуатації ланцюга Т=3000 год.

2.2 Визначаємо передавальне відношення ланцюгової передачі

u=z2/z1=81/31=2,61. (5.29)

2.3 Рекомендоване значення кроку ланцюга для передач в бурових лебідках t50,8 мм [11]. Приймаємо значення t=63,5 мм.

Фактична частота обертання меншого колеса n1=n2u=52,762,61=138 хв-1. Користуючись таблицею, складеною за рекомендаціями англійської компанії «Ренолдс» [11] при вибраній комбінації кроку t, числа зубців меншого колеса zм та типу ланцюга перевіряємо нерівність

n1knмакс=f(zм, t), (5.30)

де k приймається рівним 0,9 для передач, які працюють в повторно-короткочасному режимі (до бурової лебідки і в ній самій).

Отже, 138 хв-1 0,9200=180 хв-1 і умова виконується.

2.4 Визначаємо міжосьову відстань передачі, з якою крок зв'язаний наступним співвідношенням t0,05А мм [11]. Тоді приймемо міжосьову відстань А=t/0,05=63,5/0,05=1270 мм. Округляємо значення до ближчого стандартного А=1300 мм.

2.5 Обчислюємо лінійну швидкість ланцюга в передачі

V= м/c. (5.31)

Порівняємо обчислене значення з

- гранично допустимою швидкістю, обмеженою міцністю вибраного ланцюга

Vмакс=0,316м/с, (5.32)

де R - руйнівне розтягуюче навантаження ланцюга, гарантована величина якого встановлюється стандартом, R=860 кН [11]; m - маса 1 м ланцюга, m=33 кг;

- швидкістю, при якій ланцюг передає найбільшу потужність (без врахування його довговічності)

Vмакс=0,183м/с, (5.33)

- швидкістю, якій відповідає найменше зусилля, навантажуюче ведучу вітку ланцюга

Vмакс=3,7=99,9 м/с. (5.34)

Як бачимо, умова VVмакс виконується.

2.6 Обчислюємо тангенціальне зусилля розтягу в ланцюгу, яке створює обертаючий момент

Рt=N/V=780/3,06=255 кН. (5.35)

2.7 Визначаємо мінімальну необхідну рядність ланцюга за умовою забезпечення його статичної міцності

аkпРt[s]/R=12553,5/860=1,04 (5.36)

де kп - коефіцієнт перевантаження, для бурової лебідки kп =1 [1];

[s] - мінімальний допустимий коефіцієнт запасу статичної міцності ланцюга на розтяг, [s]=3,5.

Остаточно приймаємо, округливши до найближчого більшого цілого значення, а=3.

2.8 Визначаємо довжину ланцюга, виміряну в кроках, за попередніми параметрами передачі

Lt=(z1+z2)/2+E+K/E+Y=(31+81)/2+40,9+0,4/40,9+0,1=97, (5.37)

де Е=2А/t=21300/63,5=40,9 - подвійна вихідна міжосьова відстань передачі, виміряна в кроках;

К - коефіцієнт, враховуючий нахил віток ланцюга відносно міжосьової лінії, який залежить від різниці z2-z1=81-31=50, тоді К=0,4 [11];

Y - число, яке додається до суми попередніх доданків з тим, щоб довжина була найближчим цілим, по можливості парним.

2.9 Знаходимо кількість циклів навантаження ланцюга, яким він піддається за час експлуатації Т

Nц=60z1n1T/Lt=60311383000/97=7938556. (5.38)

Оскільки Nц>10000, необхідно перевірити ланцюг на втомну міцність.

2.10 Перевіряємо достатність коефіцієнта запасу втомної міцності вибраного ланцюга, користуючись умовою для передачі «тихої» швидкості

1,53 (5.39)

де Н - розрахунковий коефіцієнт, значення якого залежить від призначення передачі і кратності оснастки талевої системи, Н=3,1 [11];

Кt - коефіцієнт кроку ланцюга, Кt =4,11 [11];

КL - коефіцієнт, який залежить від довжини ланцюга, КL =1,1 [11];

КЗ - коефіцієнт якості деталей ланцюга; якщо ланцюг вийде з ладу внаслідок втомного руйнування втулок і роликів Кз=1;

Ргш - найбільше допустиме навантаження на гаку бурової установки, при якому лебідка може працювати з передачею «тихого ходу»; Ргш =900 кН.

Умова достатності запасу втомної міцності виконується

Квт=1,53>[Квт]=1,1.

2.11 При швидкості ланцюга біля 3 м/с рекомендований спосіб змащування ланцюга в передачі - регулярне крапельне змащування. Перевіримо достатню зносостійкість вибраного ланцюга

Кзн=0,17КТКЗМ=0,171,150,45=2,07; (5.40)

де КТ - коефіцієнт типу ланцюга, для ланцюга типу Н рівний 1,15;

КЗМ - коефіцієнт способу змащування, КЗМ =0,45 [9];

Ке - коефіцієнт еквівалентності навантаження ланцюга, рівний 0,48 [11].

Умова достатньої зносостійкості виконується Кзн =2,07>[Кзн]=1,1.

6. Раціональна експлуатація проектованого обладнання

Лебідку розміщають відповідно до заданих координат, вісь отвору в столі ротора є продовженням осі майбутньої свердловини, щодо якої вивіряють подовжню і поперечну осі барабана лебідки. Лебідка повинна бути вивірена за рівнем у двох напрямках з точністю 0,5-0,8 мм на 1 м і надійно закріплена до балок металоконструкцій основи [8].

Регулювання стрічкового гальма лебідки полягає насамперед у регулюванні стрічок. При опусканні рукоятки в положення «загальмовано» усі колодки гальмівних стрічок повинні рівномірно, без перекосів, щільно прилягати до гальмівних шківів барабана. Припустимий зсув стрічок від середини гальмівних шківів дорівнює 2-4 мм. Балансир гальма повинний бути строго горизонтальним, а зазори між гайками і нижньою крайкою листа рами лебідки - у межах

15-20 мм. Довжину стрічок регулюють гайками.

Заміні і ремонту в лебідці підлягають наступні вузли і деталі: приводні ланцюги, ланцюгові зубчасті колеса, підшипникові опори валів, кулачкові муфти, деталі гальмової системи, колодки, балони, барабани і диски фрикційних пневматичних муфт, вертлюжки системи пневмокерування [10].

Потрібно слідкувати за роботою карданних валів, які передають потужність від дизельгідравлічних агрегатів. Для забезпечення нормальної роботи карданних передач необхідно, крім дотримання співвісності, забезпечити систематичне змащування шарнірних з'єднань відповідним сортом мастила.

Крім щоденного огляду, в результаті якого проводять: зовнішнє очищення вузлів обладнання від бруду; огляд і підтягування різьбових з'єднань, перевірка стану щитів загороджень, перевірка роботоздатності гальмівних пристроїв, лебідка проходить технічне обслуговування. При цьому усувають наступні несправності:

1. Ланцюгові колеса, посаджені на валах лебідки на підшипниках, починають обертатися без вмикання муфт, що може бути викликано

забрудненням чи відсутністю мастила в підшипникових вузлах. У цьому випадку вузол промивають гасом і потім заповнюють порожнину підшипникового вузла консистентним мастилом до його виходу через лабіринтні ущільнення в кришках вузлів.

2. У випадку нагрівання підшипників лебідки вище 75-85°С необхідно підшипники промити в гасі і на 2/3 обсягу заповнити свіжим мастилом. Якщо після цього підшипники продовжують грітися, варто перевірити паралельність і горизонтальність валів. При будь-якому ремонті, зв'язаному зі зняттям валів, не можна зрубувати планки, що фіксують корпуси підшипників. При наступній установці валів вони повинні входити в гнізда між планками, ніякої додаткової вивірки в даному випадку не потрібно.

3. Надмірне нагрівання гальмівних шківів може бути викликане зносом гальмівних колодок, що повинні бути замінені повним комплектом.

Передбачено наступний порядок розбирання лебідки: зняти верхні, нижні і бічні щити лебідки; розібрати систему повітропроводу і пульт керування лебідки; розібрати і зняти гальмову систему; відгвинтити болти кріплення корпусів підшипників піднімального вала спеціальними торцевими ключами довжиною 1000 мм.

Щоб безпечніше зняти вал з рами лебідки, залишають по одному болту в кожному корпусі підшипника. Потім за допомогою піднімального крана вал зачіпають стропом, дають натяжку з таким розрахунком, щоб вал був притиснутий до рами лебідки, і тільки після цього відгвинчують останні болти і знімають вал з рами. Перед зняттям валів необхідно попередньо зняти ланцюг. Знявши вали і гальмову систему, приступають до їхнього розбирання.

Для розбирання вали укладають на козли.

Демонтаж підшипників, муфт і ланцюгових коліс з валів варто вести, використовуючи знімачі.

Гальмові шківи з бочки барабана знімають одночасними ударами кувалди з двох сторін, потім випресовують з барабана вал.

Биття валів визначають по рейсмусі. Гранично припустимий прогин валів 0,3 мм на 1 м довжини і 0,8-0,9 мм на всю довжину вала. Нові підшипники напресовують з попереднім нагріванням до 90°. Зношені підшипники гідрогальма змінюють аналогічно підшипникам лебідки. У самих ланцюгових коліс зношується зубчастий вінець, що порушує нормальну роботу передачі. Рекомендується зношені ланцюгові колеса заміняти новими. Нове колесо саджають на вал, попередньо нагріваючи його до 300°С.

При виявленні на робочій поверхні шківів кільцевих канавок, хвилястості, поперечних тріщин, викришувань і інших дефектів, то гальмівні шківи замінюють новими. Для цього після зняття щитів огородження ходовий кінець каната від'єднують від барабана лебідки, пропускають через ролик, укріплений до основи вишки, і прикріплюють до трактора. За допомогою штропа і талевої системи вал піднімають після відкріплення болтів підшипників. Для безпечної роботи під час відгвинчування гайок, а також для плавної подачі вала до центра бурової використовують другий трактор із тросом, пропущеним через проміжний вал і укріплений до підпідйомного вала.

Підйомний вал укладають на бруси, покладені на ротор. Для швидкої зміни зношені бандажі зрізують за допомогою газового різака. Деякі УБР тільки заміняють зношені бандажі, відмовившись від їхнього ремонту.

Ретельному контролю при капітальному ремонті піддають станину і раму лебідки.

Капітальний ремонт передбачає повне відновлення працездатності лебідки, тому якість ремонту повинна відповідати технічним вимогам галузевих нормалей. Після установки валів на раму лебідки необхідно перевірити паралельність їх і відстань між ними, а також збіг площин сполучених ланцюгових коліс; при цьому допускаються наступні відхилення: на непаралельність валів - 2 мм; торцеве і радіальне биття ланцюгових коліс - не більш 0,5 мм.

Підйомний вал після установки на нього барабана і гальмових шківів проходить статичне балансування. У випадку дисбалансу до торця барабана приварюють сталеві планки визначеної маси.

Висновок

Сучасна світова практика буріння передбачає постійне вдосконалення бурового обладнання. У курсовому проекті вибрано основні параметри бурової лебідки, проаналізовано умови її роботи, описано конструкцію і принцип дії, розраховано основні елементи бурової лебідки, а саме розраховано на міцність підйомний вал та розраховано ланцюгову передачу, подано пропозиції щодо монтажу, експлуатації, обслуговуванню і ремонту.

Запропоновано застосувати ланцюгову передачу - мультиплікатор, завдяки чому збільшено частоту обертання ротора гідродинамічного гальма, що дає змогу обійтися гальмами меншого розміру і маси.

Перелік використаних джерел

1. Геолого-технічний наряд на спорудження свердловини глибиною 4550 м.

2. Иогансен К.В. Спутник буровика. Справочник. - М.: Недра, 1990.

3. Практикум з курсу «Машини і обладнання для буріння нафтових і газових свердловин» для студентів спеціальності «Обладнання нафтових і газових промислів». Частина І. - Івано-Франківськ, ІФНТУНГ, 2000.

4. ГОСТ 16293-89 Установки буровые комплектные для эксплуатационного и глубокого разведочного бурения.

5. Баграмов Р.А. Буровые машини и комплексы. М.: Недра, 1988

6. ОСТ 26-02-2025-78. Лебедки главные буровых установок. Основные параметры и размеры.

7. Алексеевский Г.В. Буровые установки Уралмашзавода. - М.: ГНТИНГТЛ, 1961.

8. Аваков В.А. Расчеты бурового оборудования. - М.: Недра, 1973.

9. Ильский А.Л., Миронов Ю.В., Чернобыльский А.Г. Расчет и конструирование бурового оборудования. - М.: Недра, 1985.

10. Практикум з курсу «Машини і обладнання для буріння нафтових і газових свердловин» для студентів спеціальності «Обладнання нафтових і газових промислів». Частина ІІ. - Івано-Франківськ, ІФНТУНГ, 2002.

11. Крижанівський Є.І., Міронов Ю.В. Мобільні бурові установки для буріння, ремонту і обслуговування свердловин: Монорафія.-Івано-Франківськ: Факел, 2003.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Аналіз технологічності конструкції деталі Стійка. Вибір заготовки та спосіб її отримання за умов автоматизованого виробництва. Вибір обладнання; розробка маршрутного процесу та управляючих програм для обробки деталі. Розрахунок припусків, режимів різання.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 10.01.2015

  • Опис конструкції та принцип роботи грохота інерційного колосникового. Частота обертання вала вібратора. Визначення конструктивних параметрів грохоту. Розрахунок клинопасової передачі. Розрахунок на міцність та жорсткість. Розрахунок шпонкових з’єднань.

    курсовая работа [1,9 M], добавлен 24.06.2011

  • Роль захисту деталей і металоконструкцій від корозії та зносу, підвищення довговічності машин та механізмів. Аналіз конструкції та умов роботи виробу, вибір методу, способу і обладнання для напилення, оптимізація технологічних параметрів покриття.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 02.02.2010

  • Конвертерний метод виробництва сталі. Визначення необхідної потужності електродвигуна. Вибір та розрахунок муфти. Розрахунок підшипника на довговічність. Вибір гальма. Заходи з техніки безпеки при ремонті та експлуатації на металургійному підприємстві.

    дипломная работа [60,7 K], добавлен 10.03.2009

  • Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу. Термодинамічний та газодинамічний розрахунок газотурбінної установки. Системи змащування, автоматичного керування і регулювання, запуску. Вибір матеріалів. Розрахунок на міцність лопатки і валу турбіни.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 09.04.2012

  • Призначення і технічна характеристика кормодробарки універсальної КДУ – 2,0, будова та принцип дії. Монтаж і експлуатація обладнання, сфери його застосування, а також загальні вказівки щодо зберігання. Безпека експлуатації обладнання, що вивчається.

    курсовая работа [634,9 K], добавлен 27.11.2014

  • Перемішуючий пристрій, призначення і область застосування. Опис конструкції та можливі несправності при роботі пристрою. Вибір конструкції апарату та його розмірів. Розрахунок потужності та міцності перемішуючого пристрою. Розрахунок фланцевого з’єднання.

    курсовая работа [503,1 K], добавлен 19.08.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.