УДК 622.242.001.24(075.8)	'

Ильский А. Л., Миронов Ю. В., Чернобыльский А. Г. Расчет и конструирова-
ние бурового оборудования. Учеб, пособие для вузов.— М.: Недра, 1985.—

Изложены принципы и методы конструирования бурового оборудования,
силовых приводов и трансмиссий, принципы расчета с применением ЭЦВМ,
а также методы прогнозирования надежности и оптимизации принимаемых тех-
нических решений. Рассмотрено проектирование полного комплекса буровой
установки. Описаны конструкции буровых установок. Уделено внимание функ-
циям и структуре спуско-подъемного комплекса.

Для студентов нефтяных вузов и факультетов, обучающихся по специ-
альностям «Машины и оборудование нефтяных и газовых промыслов», «Бу-
рение нефтяных и газовых скважин».

Табл. 57, ил. 199, список лит.— 19 назв.

Рецензенты: кафедра нефтепромысловой механики УНИ; инж.
А. А. Шварев (Миннефтепром)

МЕНТРАЛЬКАЯ Г0Р0ДВКА1

мм. Н. А. ’’Д.ч^АСОВА

2504030300-112

И	043(01)—85	2 2 84

© Издательство «Недра», 1985
Для обеспечения программ добычи нефти и газа в Советском Союзе с каж-
дым годом повышается объем бурения. Это требует увеличения не только
числа буровых установок, но и их эффективности, изменения параметров
и конструкции, так как меняются глубины скважин и условия их бурения.

Буровая установка — сложный комплекс агрегатов, машин и механиз-
мов, выполняющих различные, но связанные между собой функции в про-
цессе бурения скважины. Проектирование этого оборудования — специфич-
ный' сложный процесс, и от конструктора требуется не только умение кон-
струировать машины и их элементы, но и знание техники специфики
бурения скважин на нефть и газ.

Буровое оборудование, применяемое в нефтяной н газовой промыш-
ленности, претерпело значительные изменения за последние 15—20 лет. По-
явились установки для бурения скважин глубиной 7—12 тыс. м, установки
для бурения на море при глубинах 20—1500 м и более, для бурения ку-
стов скважин на болотах и др. Изменились технология бурения, конструк-
ция скважин, усовершенствован породоразрущающий инструмент и увели-
чилась длительность его работы в скважине.

Произошли изменения в теории машин и механизмов, основах расчета
и конструирования машин и оборудования. При разработке новых машин
приобретают все большее значение вопросы надежности, экономики, эрго-
номики, экологин, инженерной психологии, технической эстетики. Развитие
электронно-вычислительной техники резко изменило методы расчета и кон-
струирования машин. В настоящее время ставится вопрос о переходе
к системам автоматического проектирования (САПР).

Авторы на основе появившихся за последние годы материалов в КБ
заводов, НИИ и публикаций в печати подготовили книгу по проектирова-
нию буровых установок и их элементов, в которой отражены изменения
и накопленный опыт. В предлагаемую книгу введен раздел «Основы проек-
тирования буровых установок», базирующийся на достижениях в этой об-
ласти.

Цель учебного пособия — научить студента или начинающего ииже-
нера-конструктора основам конструирования, анализу функций, выбору па-
раметров, структуры и схемы машины, технике ее расчета и конструирова-
ния, умению оценить достоинства и недостатки проектируемого объекта.
Поэтому в рассматриваемых комплексах машин материал по проектирова-
нию основных объектов подобран так, чтобы обучающийся смог освоить
основы расчета и конструирования различных, наиболее специфичных и ха-
рактерных машин технологического назначения, какими являются элементы
буровой установки.
Раздел первый

ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

БУРОВЫХ УСТАНОВОК

Глава I

ИСХОДНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ

§ 1.	КОНСТРУКЦИИ СКВАЖИН И УСЛОВИЯ

ИХ СТРОИТЕЛЬСТВА

Буровое оборудование предназначено для бурения нефтяных и
газовых скважин. Оно состоит из буровой установки, бурильной
колонны и оборудования для герметизации устья скважины. Бу-
ровая установка — это комплекс машин, агрегатов и механиз-
мов, предназначенных для выполнения определенных технологи-
ческих функций при бурении различных по конструкции сква-
жин.

Скважиной называется цилиндрическая горная выработка
в земной коре с большим отношением глубины L к диаметру Dc,
обсаженная металлическими трубами. В верхней части сква-
жины, называемой устьем, обсадные трубы выступают над уров-
нем поверхности и оборудуются фланцами и устройствами для
подвески обсадных колонн и крепления оборудования Для гер-
метизации. Дно скважины называется забоем. Призабойная
часть обсадной колонны перфорируется для притока в скважину
нефти или газа.

Конструкция скважины характеризуется глубиной, началь-
ным и конечным диаметрами бурения, числом, диаметрами и
длиной спущенных обсадных колонн, толщиной их стенок, диа-
метром различных участков ствола, углом наклона скважины
или отклонением ее от вертикали. Конструкция скважин зависит
от целей бурения, геологических условий, глубины, техники бу-
рения, метода разработки месторождения и других факторов.

Скважины бурят с целью разведки полезных ископаемых,
определения свойств пород, характера залегания пластов (раз-
ведочные) или для извлечения из недр земли нефти, газа, воды
(эксплуатационные). Большинство эксплуатационных скважин
на нефть и газ бурят вертикальными или наклонными глубиной
1000—4000 м. В Советском Союзе бурится скважина, глубина
которой уже более 12000 м. В США самая глубокая скважина
пробурена на глубину 9583 м.

Диаметры Dc отдельных интервалов скважины и их число
определяются назначением, конструкцией, глубиной скважины
и экономичностью ее строительства. При бурении на нефть и
газ конечный диаметр эксплуатационных скважин обычно 0,14—
0,22 м, а глубина 1000—7000 м при числе обсадных колонн от
двух до пяти.

Скважины бурят в различных климатических и географиче-
ских условиях: в многолетней мерзлоте, в районах с умеренным
и жарким климатом, в пустынях, лишенных воды, в болотистых
местах, на реках, озерах или море. Расстояние между скважи-
нами может быть от нескольких метров (кустовое бурение, бу-

Рс-0,Щ>

600-1000

/ юо~зоо

3)^0,660

200-600%

г

Рс~0,Ы5

6

1500-1800

11 0,295

0с= 0,295

Лс^0,ЗЮ

1000-2000

2000-3000

1500-2500

3000-6800

3

-3

1)с= 0,215

6
3000-6000

Рс*Л,235

300-500

0,215

6000-5000

Рс~ 0,215

Рс~0,215

6000-7700

Рис. 1.1. Схемы конструкций нефтяных и газовых скважин (размеры в м):
а — двухколонная; б — трехколонная С хвостовиком ('</=0,219 м); в — четырехколонная
с хвостовиком (</=0,219 м); г — четырехколонная большой глубины; / — направление;
2 — кондуктор; 3 — промежуточная колонна; 4 — промежуточная колонна-хвостовнк; 5 —
эксплуатационная колонна; 6 — цементное кольцо

рение сейсмических скважин) до нескольких километров (экс-
плуатационные), а иногда и сотен километров (опорные).

Скважина обычно состоит из направления длиной 6—20 м,
кондуктора длиной 50—200 м и более, одной или нискольких
промежуточных и эксплуатационных колонн. Если кондуктор
используют как промежуточную колонну для перекрытия верх-
них неустойчивых пород, то глубина его спуска достигает 600—
800 м. В скважинах простых конструкций глубиной 3000—
3500 м при отсутствии осложнений после кондуктора спускают
только эксплуатационные колонны. В сложных геологических
условиях во избежание осложнений при бурении спускают про-
межуточную колонну; глубина спуска зависит от геологических
условий, допустимой длины выхода колонны из-под башмака
предыдущей или кондуктора и обычно составляет 2000 м, а ино-
гда достигает и более 3000 м.
Современная технология позволяет бурить скважины с выхо-
дом обсадной колонны из предыдущей в 3500 м и более при
диаметре 245—340 мм. Кондуктор или колонну после спуска це-
ментируют, т. е. заполняют цементным раствором кольцевое
пространство между стенками скважины и колонной на часть
или на всю длину спущенной колонны. Размеры долот для бу-
рения в различных интервалах выбирают в зависимости от диа-
метров труб d, которыми будет обсаживаться скважина.

На рис. 1.1 приведены типовые конструкции скважин.

Весь цикл строительства скважин состоит из следующих
основных этапов: выбора точки бурения и подготовки площадки;
транспортировки и монтажа оборудования буровой установки;
опробования и испытания оборудования; проходки скважины
(процесс бурения, т. е. образование ствола, а также спуск и
подъем бурильных колонн для смены изношенного долота);
спуска обсадных колонн и их цементирования, ликвидации
осложнений и аварий; геофизических работ; опробования сква-
жины. После завершения всего комплекса работ по строитель-
ству скважины буровая установка демонтируется и транспор-
тируется на место бурения новой скважины. Продолжитель-
ность различных операций зависит от многих факторов, о чем
будет сказано ниже.

В настоящее время продолжительность цикла в нормальных
условиях бурения составляет: при глубине 20—50 м — несколько
скважин в день; 1500—3000 м — несколько дней, 3(000—
5000 м — несколько месяцев; 7000—8000 м — до нескольких лет.
Разнообразие условий проходки и конструкций скважин опреде-
ляет параметры и состав комплекта машин и оборудования,
а также надежность, время работы и удобство обслуживания,
компоновку, мобильность и ряд других показателей.

§ 2.	ПРОЦЕСС БУРЕНИЯ СКВАЖИНЫ, ФУНКЦИИ
И СТРУКТУРА БУРОВОЙ УСТАНОВКИ

По характеру воздействия на горные породы с целью их разру-
шения способы бурения подразделяют на механический, терми-
ческий, электроискровой.

В настоящее время применяют только механический способ
бурения скважин. В зависимости от типа и конструкции исполь-
зуемого породоразрушающёго инструмента и технологии буре-
ния различают ударный, вращательный и ударно-вращательный
способы. Выбуренная порода удаляется из скважины путем про-
мывки ее жидкостью, продувки газом или с помощью механиче-
ских устройств (шнеков, желонок). Ударное бурение применя-
ется в основном для проходки неглубоких скважин в твердых
породах, а в некоторых случаях также при заканчивании сква-
жины.

Глубокие скважины на нефть и газ бурят только вращатель-
ным способом с применением породоразрушающего инстру-
мента—долота. Его укрепляют в нижней части бурильной ко-
лонны, внутри которой прокачивают жидкость, газ или их смесь
для удаления выбуренной породы через кольцевое простран-
ство между бурильной колонной и стенками скважины. Долота
могут получать вращение либо от. двигателей, установленных
на поверхности через колонну труб (роторное бурение), либо от
забойных двигателей, расположенных над долотом в скважине
турбинное или электробурение).

Процесс вращательного бурения состоит из повторяющихся
в строгой последовательности операций: спуска бурильной ко-
лонны в скважину; работы долота на забое (собственно процесс
разрушения породы, вращение и углубление долота при цирку-
ляции жидкости); наращивания колонны по мере углубления
скважины; подъема колонны для смены изношенного долота и
ее спуска (СПО); вспомогательных или аварийных работ (про-
мывка скважины, очистка и приготовление раствора, ликвида-
ция осложнений, аварий и т. д.) [8, 17].

Бурильная колонна состоит из ведущей трубы квадратного
или шестигранного сечения и отдельных бурильных труб (БТ)
длиной 6, 9 или 12 м, имеющих на концах замки с конической
резьбой, что обеспечивает быструю сборку и разборку колонны.
Нижняя часть колонны состоит из утяжеленных бурильных труб
(УБТ) для создания необходимых нагрузок на долото, из рас-
ширителей, центраторов, забойных двигателей (ЗД) и долота.
Диаметр, масса, длина и прочность бурильной колонны, подача
и давление, развиваемое насосами, определяют основные пара-
метры буровой установки — максимально допустимую на-
грузку на крюк, глубину бурения и мощность лебедки, насосов,
ротора и двигателей.

Для бурения разведочных скважин небольших диаметров
применяют трубы диаметром 43—89 мм, для глубоких разведоч-
ных и эксплуатационных скважин на нефть и газ — трубы диа-
метром 102, 114, 127 и 140 мм. Выбор компоновки бурильной
колонны зависит от конструкции скважины, ее глубины, техно-
логии бурения и количества прокачиваемой жидкости. Допусти-
мая глубина бурения трубами определенного размера зависит
от свойств материала, из которого они изготовлены.

На рис. L2 приведена структурная схема буровой установки
для глубокого вращательного бурения с промывкой скважины
жидкостью (буровым раствором), а на рис. 1.3 показан внешний
вид установки.

Буровая установка состоит из вышки или мачты, поддержи-
вающей на весу бурильную колонну, силового привода, обору-
дования для вращения и подачи долота; насосного комплекса
для прокачивания бурового раствора, устройств для его приго-
товления и очистки от выбуренной породы и восстановления ка-
честв; комплекса оборудования для спуска и подъема колонн
при смене изношенного долота; контрольно-измерительных при-
боров и других устройств. В комплекс буровой установки также
входят основания, на которых монтируют, а иногда и перевозят
оборудование, мостки, лестницы, резервуары для топлива, рас-
твора, воды и др.

Оборудование для герметизации устья скважины включает
глухие и проходные плашечные превенторы, универсальные и
вращающиеся превенторы и систему их управления. Независимо
от способа вращательного бурения для выполнения всех опера-
ций основная схема буровой установки и состав ее оборудова-
ния почти во всех случаях одинаковые и различаются только
параметрами и конструкцией.

Бурильная )
колонна S

буровая
установка

Рис. 1.2. Структурная схема буровой установки:

1 — переводник и центратор; 2 и 3 — переводники ведущей трубы и вертлюга; 4 —
крюк; 5 —ведущая струна каната; 6, 7 и 9 — трансмиссии лебедки, насосов и ротора;

8— трубопровод высокого давления; 10— зажимы ротора

Максимальная эффективная скорость проходки скважины до-
стигается, когда характеристики применяемого оборудования
наиболее полно удовлетворяют требованиям режима бурения.
Физико-механические свойства горных пород, определяющие их
буримость, изменяются в широких пределах, поэтому основные
агрегаты буровой установки должны обеспечивать изменение
в достаточно широком диапазоне параметров режима бурения.
К факторам, от которых зависит режим бурения, можно отнести
соответствие типа и размеров долота условиям бурения, осевую
нагрузку на него, частоту его вращения, количество и качество
прокачиваемой жидкости или газа, время работы долота на
забое.

Время работы долота на забое зависит от типа и конструкции
долота, качества его изготовления, свойств разбуриваемых по-
род и режима эксплуатации долота. Средняя продолжитель-
ность пребывания долота на забое составляет: для шарошечных
долот при турбинном бурении в твердых породах 1,5—3 ч, в мяг-
ких— 5—15 ч; при роторном бурении в твердых породах — 20—
100 ч, в мягких — 80—250 ч; для режущих и истирающих долот

25 — стеллажи

для труб; 26 — мостки

2

очистки раствора:

роторное; 24 — блок

3

19

Рис. 1.3. Буровая установка для бу-
рения глубоких скважин на суше:
/ — секции мачты; 2 — бурильная колон-
на; 3— элеватор; 4— талевый блок; 5 —
балкон; 6 — талевый канат; 7 — верхняя
площадка; 8 — кронблок; 9 — подсвечник;
10 — ротор; 11 — вспомогательная лебед-
ка; 12 — главная лебедка; 13 — коробка
передач; 14 — двигатели; 15 — трансмис-
сия двигателей; 16 — трансмиссия буро-
вого иасоса; 17 — буровые насосы: 18 —
укрытие приводного и насосного комплек-
сов; 19 — бытовые помещения; 20, 21 —
приемный н промежуточный баки; 22,
23 — основания силового привода и под-

при турбинном бурении—10—200 ч, при роторном — 30—60 ч;
для алмазных долот в твердых породах —12—20 ч, в средних и
мягких породах —до 200 ч. Все механизмы и агрегаты буровой
установки должны обеспечивать бесперебойную работу в тече-
ние указанного времени. Эти данные ориентировочные: следует
учитывать, что по мере улучшения режимов бурения и при при-
менении долот новых типов время пребывания долот на забое
может увеличиваться.

Для наращивания бурильной колонны процесс бурения пре-
рывают через каждые 6, 9 или 12 м углубления скважины.
Время, затрачиваемое на наращивание, составляет 3—10 мин
в зависимости от длины и массы добавляемых труб и квалифи-
кации буровой бригады.

Рис. 1.4. Диаграмма одного цикла (рейса долота) работы буровой уста-
новки:

С —спуск колонны; Пр — проходка; Ц — циркуляция н промывка скважины; П— подъ-
ем колонны; Д — смена долота; Б — бурение; И — наращивание; / — время; Рк. PR .
Р — нагрузка на крюке соответственно в начале, конце рейса н при бурении; Pg —
нагрузка иа долото; п — номер рейса; Нд — цикл нагружения долота; GTC— вес тале-
вой системы

Весь цикл работы буровой установки или рейс одного долота
приведен на диаграмме (рис. 1.4). Как видно из диаграммы,
рейс состоит из спуска С колонны с циклическим увеличением
нагрузки на крюк Рк до наибольшей для данной глубины сква-
жины, нескольких периодов бурения Б, наращиваний Н и подъ-
ема П колонны для смены долота Д с циклическим уменьше-
нием нагрузки на крюк по мере извлечения каждой свечи. Ско-
рость спуска бурильной колонны лимитируется технологиче-
скими условиями и состоянием ствола скважины и составляет
1—2 м/с в необсаженном стволе и до 3 м/с в обсаженной части.

При подходе к забою скважины спуск бурильной колонны
замедляют, чтобы не заклинить новое долото, так как изношен-
ное предыдущее долото изменяет диаметр и форму скцажины.

Ю
На некотором расстоянии от забоя долото останавливают и
скважину промывают, после чего начинают вращать долото,
осторожно подводят его к забою и с небольшой нагрузкой при-
рабатывают забой к форме нового долота. После этого нагрузку
на долото плавно увеличивают, доводя до максимальной, уста-
новленной для данных условий бурения. Затем ее регулируют
в зависимости от характера проходимых пород. Скорость буре-
ния может меняться от 0,1 до 60 м/ч и более.

После углубления скважины на всю длину ведущей трубы
бурение приостанавливают, колонну приподнимают и скважину
промывают для того, чтобы поднять выбуренную породу в за-
трубном пространстве на высоту, исключающую возможность
оседания ее на забой во время наращивания. Промывка необ-
ходима также для выравнивания плотности раствора в затруб-
ном пространстве и внутри колонны труб.

После промывки скважины колонну поднимают на длину
ведущей трубы, устанавливают на клиньях или элеваторе на
столе ротора, отсоединяют ведущую трубу с вертлюгом от ко-
лонны и удлиняют (наращивают) ее на одну трубу (одиночку)
или свечу, состоящую из двух-трех труб. Наращивание осущест-
вляется различно. В одном случае трубу заранее укладывают
на мостки, затем ведущую трубу с вертлюгом устанавливают
в шурф, находящийся недалеко от ротора, и отсоединяют от
крюка. Затем захватывают добавляемую трубу элеватором, ви-
сящим на крюке, поднимают трубу над ротором и свинчивают
с колонной, подвешенной на столе ротора. После наращивания
бурильную колонну' приподнимают, освобождают от ротора,
опускают на длину добавляемой трубы, вновь устанавливают
на ротор, захватывают крюком стоящий в шурфе вертлюг с ве-
дущей трубой, поднимают их и соединяют с бурильной колон-
ной. В другом случае наращиваемую трубу устанавливают вер-
тикально во втором шурфе, находящемся рядом с ротором, за-
тем поднимают бурильную колонну из скважины, отвинчивают
ведущую трубу от колонны и, не устанавливая ее в шурф, под-
водят к замку добавляемой трубы, свинчивают Их и поднимают
из шурфа, после чего свинчивают добавляемую трубу с колон-
ной. Затем промывают скважину, опуская колонну до забоя, и
продолжают бурение.

При бурении забойными двигателями иногда не применяют
ведущей трубы, и в этом случае наращивание осуществляется
свечами для сокращения времени на эти операции. Число нара-
щиваний колонны в процессе каждого рейса определяется про-
ходкой на долото и длиной добавляемой трубы, а время работы
долота на забое — скоростью углубления и проходкой на долото,
которые зависят от конструкции и качества изготовления до-
лота, соответствия его типа проходимым породам, факторов ре-
жима бурения, глубины скважины, физико-механических свойств
буримых пород и свойств бурового раствора, квалификации бу-
ровой бригады и др. Однако во всех случаях по мере увеличения
глубины скважины показатели работы долота снижаются. После
срабатывания долота поднимают бурильную колонну для его
замены. Скорость движения колонны при подъеме ее на длину
одной свечи зависит от мощности подъемной системы, в сред-
нем составляет около 1 м/с и меняется в пределах 0,4—1,8 м/с
в зависимости от массы и длины колонны.

§3. ВЫБОР КАТЕГОРИИ, КЛАССА, ВИДА

И ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ БУРОВОЙ УСТАНОВКИ

Естественно, что для бурения разведочных, эксплуатационных,
вертикальных или наклонных скважин различной глубины на
суше, с поверхности воды и в других условиях не может суще-
ствовать одна категория или один класс и вид буровой уста-
новки, хотя во всех случаях установка выполняет почти одина-
ковые функции. В то же время не представляется возможным
для каждой конструкции скважин создавать специальную уста-
новку. Поэтому буровые установки должны обладать определен-
ной универсальностью или допускать быструю модификацию и
приспособляемость к конкретным условиям бурения непосред-
ственно на промыслах. В связи с этим первой задачей проекти-
рования буровой установки является выбор ее категории, класса,
а затем вида.

Буровые установки делятся на две категории:

1)	для бурения глубоких эксплуатационных и разведочных
скважин;

2)	для бурения неглубоких структурных и поисковых сква-
жин.

Основные характеристики установок приведены в табл. 1.1.
Установки первой категории отличаются от установок второй ка-
тегории большей возможной глубиной бурения скважин, боль-
шим диаметром скважины, более тяжелыми бурильными тру-
бами. Естественно, что мощность и максимально допустимая на-
грузка на эти установки значительно выше, больше и их масса.

Буровые установки первой категории (см. рис. 1.3) обычно
перевозят с одной точки бурения на другую по частям (бло-

Таблица 1.1 Основная характеристика буровых установок различного
назначения

Параметры	Установки для бурения	
	эксплуатационного и глубокого разве- дочного	структурного н поискового
Глубина бурения, м	1000—15 000	25—3000
Мощность привода, кВт	440—4000	15—400
Максимальная допустимая нагрузка на	l,2-8,0J	0,01—0,80
крюк, МН  Диаметр скважины, м  Диаметр бурильных труб, мм	0,14—0,9	0,076—0,17
	89—140	43—89
/ , 2 ! ? ! » ! ^ ! ^ | 7 !	,/tf , //

/ООО

Z000

3000

0000

5000

6000

7000

8000

Рк=ОрМп

9000

Очень легкие

Легкие

Средние

Тяжелые

6.3

Рн =80МН

/0000

//ООО

72500

Очень тяжелые

и
5:
.3

Рис. 1.5. Классификация буровых установок для эксплуатационного и глу-
бокого разведочного бурения:

Рк — максимально допустимая нагрузка на крюк; штриховая линия соответствует пре-
делу минимальных глубин рационального использования установок; 1, 2...11—класс

установки

ками) в зависимости от дорожных условий и транспортных
средств. Установки второй категории выполняются мобильными,
обычно все оборудование монтируется на одном шасси или не-
скольких самоходных или буксируемых гусеничных платформах.

Каждая категория буровой установки имеет несколько клас-
сов, которые обеспечивают наибольшую эффективность бурения
скважин определенной глубины и конструкции. Поскольку каж-
дой буровой установкой при определенной мощности ее двигате-
лей, максимально допустимой нагрузке на крюке можно про-
бурить скважины различной глубины и конструкции, то для
сравнительной, оценки мощности и класса буровой установки
Таблица 1.2 Буровые установки для эксплуатационного и глубокого раз

Параметры	1	2	3	4		
Допускаемая нагрузка на крюке*, кН	800	1000	1250	1600;  1400**		
Условный диапазон глубин буре- ния ***, м	600—  1250	1000—  1600	1250—  2000	1600—  2500		
Наибольшая оснастка талевой си- стемы		4X5				
Диаметр талевого каната, мм	22;	25	I 22; 25; |	28	25; 28		
Скорость подъема крюка при рас- хаживании обсадных колонн н лик- видации аварий, м/с						
Скорость установившегося движе- ния при подъеме незагруженного элеватора, м/с, не менее		1,5				
Мощность на приводном (входном) валу подъемного агрегата, кВт	200—240 |	240—300	300—440	440—550 |		
Проходной диаметр стола ро- тора, мм	460;	560	320,7;  560			
Мощность на приводном валу ро- тора, кВт, не более	180		180—370			
Допускаемая статическая нагруз- ка на стол ротора, кН	2000		3200			
Момент, передаваемый столом ро- тора, кН-м, не более	30		5С			
Число основных буровых насосов, не менее		1				
Мощность привода бурового насо- са, кВт	300; 375		475	475;		
Наибольшее давление на выходе насоса (в манифольде), МПа	20; 21 |	20	21; 25	25;		
Номинальная длина свечи, м	18		18; 25; 27			
Высота основания (отметка пола буровой), м, не менее	1	3 1	4	4,4; 5,5			

• Допускаемая нагрузка на крюке определяется прочностью канатов в оснастке талевой
й ликвидации аварий должен быть не менее 2. а при СПО н бурении — ие менее 3.

•• Для нового проектирования не применять; допускается изготовление до 1 января
Предельная глубина бурения указана для бурильных труб диаметром 114 мм н массой
Класс буровых установок

	5	6	7	8	9	10	11
	2000;  1700 **	2500;  2000 **	3200;  2500 **	4000;  3200 **	5000	6300	8000
	2000—	2500—	3200—	4000—	5000—	6500— .	8000—
	3200  5>	4000  С6	5000  6>	6500  С7	8000	10 000  7X8	12 500
	28;	32	32;	35	35; 38	38; 42	42; 44

0,1—0,2

1,4

550—670	670—900	900—1100	1100—  1475	1475—  2200	2200—  2950	2500—2950
560	700		950		1260	
	370		440	500	540	
		4000		5000	6300	8000
			80		120	180
	2					3
600;	750	600; 750; 950		950"; 1180	1180	1180;  1840
32	25; 32;  35	25; 32	25; 32; 35	32; 40	40	40; 105
		25; 27; 36				27; 36
5; 5,5			6,7; 8	6,9; 8	7,5; 8	8,5

системы. Коэффициент запаса прочности талевого каната при спуске обсадных колонн

1986 г.

1 м 30 кг.
для глубокого бурения принимают допустимую нагрузку на
крюке и номинальную глубину скважины конечного диаметра
215 мм, которые могут быть достигнуты при использовании бу-
рильной колонны с бурильными трубами диаметром 114 мм и
массой 1 м труб 30 кг. При работе с бурильными трубами дру-
гих диаметров и массы глубина бурения этой же буровой уста-
новкой может значительно отличаться от ее условной глубины.

Буровые установки для эксплуатационного и глубокого раз-
ведочного бурения стандартизованы. ГОСТ 16293—82 (СТ СЭВ
2446—80) предусматривает 11 классов буровых установок для
бурения скважин глубиной 1250—12 500 м и более (табл. 1.2).
На рис. 1.5 приведена схема 11 основных классов буровых уста-
новок.

Максимально допустимую нагрузку на крюк буровой уста-
новки выбирают в соответствии со следующим рядом по ГОСТ
1575—81 (в МН): 0,8; 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,2; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0.
При проектировании установки нового класса максимально до-
пустимую нагрузку подъемного комплекса следует выбирать из
приведенного ряда.

Выбор параметров и пределов их изменения для отдельных
агрегатов буровой установки рассмотрен в соответствующих
разделах.

Вид буровой установки для одного и того же класса опреде-
ляется рядом факторов; условиями бурения (равнина, горы,
леса, болота, море, температура окружающего воздуха и ее
колебания, сила ветра и др.); целью бурения (разведочное
или эксплуатационное); типом скважины (вертикальная или
наклонная); способом бурения (роторный или забойными дви-
гателями) ; технологией бурения (гидравлическая мощность на
забое; типы и свойства бурового раствора; метод спуска и подъ-
ема колонн); геологическими условиями бурения (характер бу-
римых пород, возможные осложнения, аномальное пластовое
давление, температура на глубине, степень агрессивности под-
земных вод).

Буровая установка должна обеспечивать наибольшую эффек-
тивность. Единицей продукции, производимой буровой установ-
кой, является законченный куст скважин, скважина или каж-
дый пробуренный метр. Мера производительности в определен-
ных условиях бурения — коммерческая скорость, определяемая
числом пробуренных установкой метров за месяц ее работы
(м/ст.-мес), а мера производительности и эффективности уста-
новки— стоимость куста, скважины или 1 м в заданных усло-
виях.

Очевидно, что скважину глубиной 1000 м можно пробурить
с использованием установки, предназначенной для бурения бо-
лее глубоких скважин, например для скважин глубиной 6000—
7000 м, но заранее можно сказать, что это неэкономично, а про-
бурить скважину глубиной 6000—7000 м с применением уста-
новки, предназначенной для бурения скважин глубиной 1000 м,
естественно, невозможно. Во многих случаях пределы экономи-
ческой целесообразности применения той или иной установки
теоретически найти довольно трудно без соответствующего ана-
лиза ее параметров (характеристик и данных эксплуатации).

Различные виды буровых установок, даже одного класса, мо-
гут иметь отличающиеся друг от друга параметры и характери-
стики отдельных машин и агрегатов. Параметры каждого агре-
гата выбирают: 1) на основе анализа результатов бурения
скважины; 2) по конструкции скважины и условиям бурения,
близким к тем условиям, для которых проектируется новая уста-
новка. После этого выбирают типовую конструкцию скважины
и типовую технологию ее проходки и строительства.

Глава 11

ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
БУРОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ

§ 1.	ЗАДАЧИ И ТЕХНИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ
КОНСТРУИРОВАНИЯ

Основная задача конструирования — создание бурового обору-
дования, обеспечивающего наибольшую эффективность выпол-
нения технологических функций в процессе строительства сква-
жин на нефть и газ в зависимости от условий бурения, дающего
наибольший экономический эффект, т. е. наименьшую стоимость
1 м скважины, и обладающего наиболее высокими технико-эко-
номическими и эксплуатационными показателями.

Весьма важным является автоматизация управления, т. е.
превращение машины в саморегулирующийся и самонастраи-
вающийся на оптимальный режим работы агрегат. Примером
может служить гидравлический привод или привод от двигате-
лей постоянного тока буровой лебедки или насосов. Такая си-
стема автоматически устанавливает скорость движения крюка
в зависимости от изменения усилий на нем вследствие затяжек
и прихватов бурильной колонны или осуществляет автоматиче-
ское снижение подачи насосов при изменении гидравлических
сопротивлений в процессе бурения. Это повышает эффективность
СПО и бурения, увеличивает ресурс механизмов и их надеж-
ность.

Качество буровой установки определяется производственно-
технологическимй и эксплуатационными показателями. Произ-
водственно-технологические показатели — трудоемкость изготов-
ления, металлоемкость, степень конструктивной унификации.
Эксплуатационные показатели — производительность, надеж-
ность, мощность, относительная масса, размеры, ремонтопригод-
ность, удельный расход энергии, сохраняемость, простота и безо-
пасность обслуживания, удобство управления и быстрота мон-
тажа, демонтажа и транспортировки с одной точки бурения на
другую.

В конструкции бурового оборудования необходимо соблю-
дать экологические требования, и, проектируя новое оборудова-
ние, конструктор должен осознавать свою ответственность за
сохранение окружающей среды и недр и быть достаточно компе-
тентен в вопросах их защиты. При проектировании оборудова-
ния следует предусматривать меры защиты от загрязнения
окружающей среды, шума и вибраций. Производственные от-
ходы при бурении, отработанный буровой раствор и воду, вы-
буренную породу, масла необходимо или полностью перераба-
тывать на буровой, или вывозить в места, исключающие загряз-
нение окружающей среды. Это относится не только к морским,
но и к континентальным буровым установкам. В конструктор-
ской и технической документации должны четко излагаться тре-
бования, которые обеспечили бы защиту природы при эксплуа-
тации буровой установки.

Конструкции также должны отвечать требованиям техниче-
ской эстетики — буровые машины должны иметь красивый
внешний вид. При конструировании следует строго соблюдать
требования антропологических, психологических, санитарно-ги-
гиенических, противопожарных и других норм. Важно также
учитывать роль информативности цвета и форм элементов обору-
дования в зависимости от выполняемых ими функций и назначе-
ния. Разрабатывая конструкцию машины, инженер должен обес-
печить более высокую экономическую эффективность ее в тече-
ние всего срока службы по сравнению с ранее существовавшей.
Основными факторами, влияющими на решение этой задачи, яв-
ляются повышение производительности, увеличение долговечно-
сти и уменьшение эксплуатационных расходов.

Стоимость бурения скважин зависит от многих факторов:
технологии бурения, организации работ, климатических и гео-
логических условий и др. Технология бурения скважин быстро
прогрессирует, и даже наилучшие конструкции бурового обору-
дования и породоразрушающего инструмента непрерывно мо-
рально стареют; их необходимо модернизировать или заменять
новыми. Методы конструирования и расчета также непрерывно
совершенствуются, что позволяет создавать новое более проч-
ное и надежное оборудование.

Разработка новых конструкций бурового оборудования, изго-
товление опытных образцов, их испытание, освоение серийного
производства иногда требуют длительных сроков (3—7 лет).
Поэтому машиностроители должны не только представлять себе
пути развития технологии бурения, но и изыскивать методы ус-
корения создания нового оборудования, зависящие от многих
причин.
§ 2.	ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Повышение экономической эффективности должно иметь перво-
степенное значение при конструировании. Конструирование бу-
рового оборудования должно быть экономически направленным.
Необходимо учитывать весь комплекс факторов, определяющих
экономическую эффективность. Конструктор должен уметь пра-
вильно оценивать относительное значение различных факторов.
Частичная экономия, не учитывающая всей совокупности фак-
торов, ведет, как правило, к снижению экономичности бурового
оборудования.

Полезная отдача, или суммарный полезный эффект, от экс-
плуатации установки выражается стоимостью объема бурения
в единицу времени или стоимостью бурения всех скважин за
время работы установки. Величина полезной отдачи зависит от
производительности бурового оборудования, т. е. от числа про-
буренных метров в единицу времени и стоимости 1 м пробу-
ренной скважины.

Плановая стоимость бурения скважины или 1 м проходки за-
дается планирующими организациями. Фактическая стоимость
бурения и полезная отдача определяются многими факторами:
технологией бурения, правильностью эксплуатации оборудова-
ния, техническими средствами, квалификацией буровой бригады
и персонала по монтажу, демонтажу, перевозке оборудования и
организацией работ. Сокращение времени на монтаж, демонтаж,
перевозку, ожидание бурения и другие работы, не связанные
с углублением ствола скважины, снижает непроизводительные
расходы и резко повышает полезную отдачу установок. Однако
надо иметь в виду, что низкая стоимость бурения скважины не
является самоцелью. Конечная цель — стоимость 1 т добытой
нефти или 1 м3 газа, известную долю которой составляет стои-
мость бурения.

Поэтому если ускорение ввода в эксплуатацию скважины
может привести к снижению стоимости добытой нефти или Газа,
то целесообразно пойти на увеличение стоимости бурения сква-
жины. Задачу повышения полезной отдачи необходимо решать
не только с помощью конструктивных и организационных ме-
роприятий, но и путем применения передовой технологии буре-
ния, для чего буровая установка должна обладать необходимой
мощностью подъемного и насосного комплексов, должна иметь
необходимые средства очистки и приготовления буровых раство-
ров, должна быть оборудована средствами контроля параметров
бурения и т. д.

Главные факторы повышения производительности бурового
оборудования: соответствие подачи и давления буровых насосов
требованиям технологии бурения; соответствие мощности и ско-
рости спуска и подъема бурильных колонн установленным нор-
мам; использование автоматических средств контроля и управ-
ления технологией бурения и производством буровых работ;
возможность реализации необходимых частот вращения и на-
грузки на долото. Например, оптимизация режимов бурения, бу-
рение при низком дифференциальном давлении на забое за счет
использования более легких растворов, снижение количества
твердой фазы в растворе и реализация на гидромониторном до-
лоте большой гидравлической мощности могут дать большой
экономический эффект без какой-либо модернизации буровой
установки.

Эти мероприятия могут повысить не только скорость бурения
скважины, но и проходку на долото, за счет чего могут быть
резко снижены объем спуско-подъемных операций и затраты
времени на них. Параметры и технические средства буровой
установки должны не только обеспечивать существующую тех-
нику бурения, но и быть рассчитаны на перспективу. Сокраще-
ние времени бурения скважин зависит от монтажеспособности
и быстроты транспортировки установок. В настоящее время
стремятся конструировать отдельные блоки установки и средства
перевозки так, чтобы они составляли единое целое и обеспечи-
вали быстрые транспортировку и монтаж установки без каких-
либо дополнительных грузоподъемных средств.

Оценка эффективности конструкции

Эффективность новой конструкции по сравнению с существую-
щей определяется рядом показателей.

Обобщенный показатель, характеризующий оценочные свой-
ства установки [14]:

Ro = Й1С1 + k$p2 + . . . + kncn,	(II. 1)

где ki, k2, kn — свойства машины, влияющие на оценку эф-
фективности; ci, с2...сп — коэффициенты весомости, характе-

ризующие относительную важность каждого из свойств.

Например, необходимо оценить целесообразность использо-
вания в буровой установке .насосного агрегата с индивидуаль-
ным электроприводом постоянного тока с различными трансмис-
сиями и числом двигателей. В существующем агрегате ис-
пользуются клиноременная трансмиссия, двухпоршневой насос
двустороннего действия и один электродвигатель, во вновь про-
ектируемом— цепная трансмиссия, два двигателя и трехпоршне-
вой насос одностороннего действия. Оценочные свойства выбира-
ются количественно как отношение, например, масс, занимае-
мых площадей, или на основании экспертных оценок [14] — ма-
невренности, сложности эксплуатации. В табл. II.1 приведены
оценочные свойства сравниваемых насосных агрегатов.

Обобщенные показатели:

для существующего агрегата

R01 = 1-0,3+ 1-0,3+ 1-0,4 + 0,3-0,1 + 1-0,2+ 1 0,2 + 1-0,3 = 1,73;
Таблица 11.1 Оценочные свойства сравниваемых насосных агрегатов

Свойства агрегата	Существу- ющий агрегат	Проектиру- емый агрегат	Коэффициент весомости ci
Масса k±	1,0	0,7	0,3
Габариты k2	1,0	0,8	0,3
Динамический момент инерции якоря	1,0	0,3	0,4
двигателя /г3  Жесткость трансмиссии	0,3	1,0	о,1
Маневренность k5	1,0	0,8	0,2
Долговечность трансмиссии k6	1,0	0,6	0,2
Простота эксплуатации /г7	1,0	0,8	0,3

для вновь проектируемого агрегата

/г02 = 0,7 0,3 + 0,8 0,3 + 0,3 0,4 + 1 -0,1 + 0,8 0.2 + 0,6 0,2 + 0,80,3 =
= 1,31.

Как видно из приведенного примера, обобщенный показатель
вновь проектируемого агрегата на 32 % лучше существующего.

Интегральный показатель Re характеризует эффективность
установки или ее рентабельность:

Rb = QIPe,	(П.2)

где Q — полезная отдача — суммарный полезный эффект от экс-
плуатации буровой установки за весь период ее работы или
стоимость пробуренного числа метров или числа скважин за
этот же период, руб.; Ре—сумма расходов за весь период ра-
боты установки: стоимость энергии, расходы на амортизацию,
подготовительные работы, монтаж и демонтаж оборудования,
материалы (в том числе на обсадные трубы), эксплуатацию бу-
рового оборудования, бурильных труб и инструмента, заработ-
ную плату (основную), услуги вспомогательных цехов (на ре-
монт и др.), накладные (в том числе административно-хозяй-
ственные), потери от аварий, руб.

Величина Re должна быть больше единицы, так как в про-
тивном случае новая буровая установка будет убыточной по
сравнению с ранее применявшейся.

Далее определяют плановую, предполагаемую или фактиче-
скую, полученную по результатам испытаний стоимость 1 м про-
ходки скважины с использованием нового и ранее применявше-
гося оборудования и находят экономическую эффективность.
При этом следует учитывать потери от аварий, связанных с при-
менением существующего и вновь проектируемого оборудования.

Суммарный экономический эффект за весь срок службы
установки

Qe = Q-Pe = Q(l- 1/Яв).

(II. 3)
Суммарный экономйдеский эффект пропорционален долго-
вечности, суммарному полезному эффекту установки и зависит
от длительности эксплуатации, стоимости оборудования и экс-
плуатационных расходов. Он резко возрастает с увеличением
долговечности и срока службы, даже если производительность
установки остается на одном уровне. Снижение стоимости буро-
вого оборудования также влияет на экономический эффект
только при небольших сроках службы.

Повышение стоимости бурового оборудования, связанное
с увеличением долговечности, вполне оправдано, так как выиг-
рыш от увеличения долговечности намного превышает снижение
экономического эффекта при повышении стоимости оборудова-
ния. При больших сроках службы повышение стоимости обору-
дования мало отражается на величине экономического эффекта.
Снижение расходов на энергию и топливо может влиять на эко-
номический эффект.

Чем больше полезная отдача бурового оборудования, тем
больше суммарный экономический эффект: например, при уве-
личении полезной отдачи буровой установки в 1,5 раза при сроке
службы Тб = 5 лет экономический эффект возрастает в 7—8 раз,
а при Тв = 7*г-10 лет —в 15—18 раз, что свидетельствует о важ-
ной роли полезной отдачи и срока службы.

Коэффициент технического использования kn — отношение
математического ожидания времени пребывания объекта в ра-
ботоспособном состоянии за некоторый период эксплуатации
к сумме математических ожиданий времени пребывания объекта
в работоспособном состоянии, времени простоев, обусловленных
техническим обслуживанием, и времени ремонтов в тот же пе-
риод эксплуатации. Время простоев по организационным причи-
нам здесь не учитывается, не учитывается также время простоев,
когда технологические операции выполняют другие агрегаты
установки, например время простоев вертлюга и насосов при
спуско-подъемных операциях:

N

У*1, ^(/^Тэкс,	(П-4)

1=1

N

где У, 8f —суммарное пребывание i-ro объекта в рабоТоспо-
5=1

собном состоянии (i=l, 2, ..., N)-, N. — число объектов — буро-
вых установок; Тэкс ь продолжительность эксплуатации, со-
стоящая из интервалов времени работы, технического обслужи-
вания и ремонтов, ч.

Для буровых установок Тэкс— это суммарное время пребы-
вания их на скважинах с начала монтажа до окончания демон-
тажа, т. е. суммарная наработка за период эксплуатации до
наступления предельного состояния (до полного исчерпания тех-
нического ресурса). Так для отдельных агрегатов и элемен-
тов— это снижение мощности ДВС ниже установленного пре-
дела, обрыв проволок талевого каната, составляющих более
10 % на длине шага пряди, износ желоба шкивов блоков, люфт
подшипников, износ фрикционных накладок муфт сцепления,
тормозных колодок и шкивов тормозов лебедок выше установ-
ленной нормы, износ бурильных труб, резьб замков, появление
усталостных трещин в бурильных трубах, замках или стволах
крюков, обнаруживаемых при дефектоскопии и др.

Коэффициент нормативного использования

(П-5)

где Тб — общее время пребывания установки в бурении, вклю-
чая время простоев по организационным причинам; Тн — норма-
тивный срок службы, т. е. календарная продолжительность экс-
плуатации установки или срок ее амортизации, ч:

Тн = тп + Ти + Тмд + Трем»	(IT 6)

(Тп, Ти, Тмд, Трем — время, затраченное соответственно на: про’
ходку скважины; испытание скважины; транспортировку, мон-
таж и демонтаж бурового оборудования; ремонт, ожидание бу-
рения, простои и др.).

Буровая установка должна работать 24 ч в сутки в течение
365 дней в году, тогда годовой фонд календарного времени
= 365-24 = 8760 ч. В целом для буровых предприятий Советского
Союза установлен единый нормативный срок амортизации бу-
ровых установок Л = 7,2 года. Тогда общий нормативный кален-
дарный срок службы буровой установки (в ч) составит:

T„ = AF = 7,2-8760 «63- 10s ч.

Для буровых установок фактический календарный срок
службы можно определить из числа пробуренных метров

Тф = 1еЦ,

где lz— общее число метров, пробуренных установкой за весь
календарный срок ее службы; I — среднее число метров, пробу-
ренных установкой в течение года.

Следует иметь в виду, что срок амортизации Тн — это кален-
дарный период времени, за который сумма амортизационных
отчислений равна стоимости установки. Фактический срок
службы Тф может быть и больше Тн. Нормативный срок службы
для отдельных агрегатов и механизмов установки может быть
меньше нормативного срока службы всей установки. При нор-
мативном сроке службы буровой установки 7,2 года Тв вышки —
8—9 лет; Тн лебедки, КПП, редуктора, гидротормоза, буровых
насосов, вертлюгов, механизмов талевой системы — 7,2 года;
Тп механизмов ДСП, оборудования для очистки бурового рас-
твора— 5,1 года. Стоимость дополнительного оборудования, как
и стоимость сменных быстроизнашивающихся частей, входит
в эксплуатационные расходы.
Нормативный и фактический сроки службы (продолжитель-
ность эксплуатации) — понятия совершенно различные.

Коэффициент оборачиваемости feoc, т. е. величину, обратную
коэффициенту нормативного использования &ни оборудования по
календарному времени, можно определить из формулы

1	Z

ko6 = ~— = —>1,	(II.7)

«НИ	А

где г=А+Б-|-С — общее число (парк) буровых установок бу-
рового предприятия; А, Б и С — число установок, занятых соот-
ветственно в бурении; испытании скважин; монтаже, транспор-
тировке и профилактическом ремонте.

Величина коэффициента feoe нормируется и составляет 1,5—
2,1. Эти значения зависят от: планируемого объема бурения
в год; плановых и фактических скоростей бурения; способов и
времени монтажа и демонтажа установок; степени обустройства
промыслов; методов испытания скважин и числа объектов.

Время, затраченное на бурение скважин, для буровых уста-
новок, даже одного и того же класса, колеблется в широких
пределах в зависимости от геологических условий района или
цели бурения. Например, в 1975 г. на месторождениях Бело-
руссии в эксплуатационном бурении при использовании буро-
вых установок одного класса на строительство скважины глуби-
ной 2850—2950 м затрачивали в среднем 163 дня, на место-
рождениях Украины — 376 дней. На месторождениях Грозного
на разбуривание эксплуатационной скважины глубиной 4200—
4300 м уходило 680 дней, а на месторождениях Украины при
разведочном бурении скважин такой же глубины затрачивали
1100—1200 дней, хотя уровень техники в этих районах был при-
мерно одинаков.

В районах Грозного на разведочную скважину глубиной.
4900—5000 м затрачивали около 1500 дней, а в районах Став-
рополья—менее 1000 дней. Поэтому для бурового оборудова-
ния с учетом глубин, назначения скважин и условий их бурения
будут различные коэффициенты технического использования и
коэффициенты оборачиваемости.

Срок окупаемости буровой установки Нок определяется как
период эксплуатации, за время которого полезный экономиче-
ский эффект Q равен цене установки Це или капитальным за-
тратам на ее создание, т. е. (? = Дб. Тогда срок окупаемости
в годах:

Н°К = km(Qr-p6T- Цб/Тб)	(П•8)

где Qr — годовая отдача или годовой экономический эффект,
руб/год; Рг — сумма годовых эксплуатационных расходов, руб.
Если принять, что эксплуатационные расходы пропорцио-
нальны долговечности, то суммарный экономический эффект
с учетом формул (П.З) и (II.4)

Qe = Q — Тб (Pi + Pilkrn),

(II. 9)

где Pi и Р2 — эксплуатационные расходы, пропорциональные со-
ответственно сроку службы и долговечности, руб/ч.

Коэффициентом эксплуатационных расходов называется от-
ношение расходов за весь календарный период работы уста-
новки Р е к ее стоимости Но:

Т6

Цб \

&ТИ /

Цб

(11.10)

Коэффициент kgP при нормальной эксплуатации всегда больше
единицы. С увеличением времени работы установки он возра-
стает и снижается доля стоимости оборудования в общей сумме
расходов.

Лимитная цена нового оборудования

Поскольку стоимость технологического оборудования находится
во взаимосвязи с его эффективностью, в соответствии с требо-
ваниями ГОСТ 15001—69, при выдаче заявки и исходных тре-
бований на создание новых машин и оборудования должна быть
установлена лимитная цена, базирующаяся на его эффективно-
сти при использовании. Если фактическая цена новой установки
будет выше лимитной, то применение такой установки экономи-
чески нецелесообразно. Для определения лимитной цены выби-
рают существующий прототип машины и устанавливают вероят-
ные показатели эффективности использования новой машины
по сравнению с существующей.

§ 3. ПРОГНОЗИРОВАНИЕ НАДЕЖНОСТИ
ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ

Основная цель разработки конструкции заключается в обеспече-
йии выполнения заданных функций при достижении оптималь-
ного уровня эксплуатационной надежности, минимальных за-
тратах и наибольшей эффективности. Надежность — одна из
основных проблем при современном развитии техники и приме-
нении сложных систем.

Надежность — свойство объекта выполнять заданные функ-
ции, сохраняя во времени значения установленных эксплуата-
ционных показателей в заданных пределах, соответствующих
заданным режимам и условиям использования, технического
обслуживания, ремонтов, хранения и транспортировки. Надеж-
ность является комплексным свойством, которое в зависимости
от назначения объекта и условий его эксплуатации может вклю-
чать безотказность, долговечность, ремонтопригодность. Она ха-
рактеризуется частотой отказов, длительностью бесперебойной
работы между отказами, закономерностью изменения частоты
отказов за период службы, степенью тяжести отказов, объемом,
стоимостью и длительностью работ, необходимых для устране-
ния отказов.

Наука о надежности — прикладная научная дисциплина, изу-
чающая закономерности появления отказов и, разрабатываю-
щая методы расчета, прогнозирования отказов и обеспечения
безотказности работы этих устройств. Наука о надежности ба-
зируется на теории вероятностей, математической статистике и
на тех разделах математики, на которые опирается теория ве-
роятностей.

Наука о надежности решает следующие задачи:

устанавливает количественные характеристики технических
устройств и методы выбора норм показателей надежности;

разрабатывает методы расчета показателей надежности объ-
ектов во времени (прогнозирование надежности);

изучает физику отказов;

определяет связь между показателями надежности, эконо-
мичности и эффективности;

разрабатывает методы испытания на надежность;

обосновывает рекомендации по повышению расчетно-кон-
структорской, производственной и эксплуатационной надеж-
ности.

Эта наука занимается определением технически и экономи-
чески целесообразной долговечности; разработкой методов изу-
чения условий и режимов эксплуатации машин и оборудования
и влияния их на долговечность последних; диагностикой разру-
шения и накопления усталости; изучением влияния долговечно-
сти комплексов и отдельных механизмов, агрегатов и деталей;
разработкой методов стендовых и промысловых испытаний на
долговечность и прогнозированием эксплуатационной надежно-
сти; определением показателей, обеспечивающих повышение ка-
чества изготовляемых машин.

Объект — это система или элемент, характеризующийся оп-
ределенными показателями надежности. Системой называется
совокупность элементов, объединенных общим функциональным
назначением. Надежность системы определяется надежностью
элементов и характером их взаимодействия.

Качество объекта — совокупность свойств продукции, обус-
ловливающая способность удовлетворять определенные потреб-
ности в соответствии с ее назначением. Качество объекта харак-
теризуется эксплуатационными и потребительскими свойствами,
надежностью и долговечностью, технологичностью производства,
безопасностью работы, эстетическими и эргономическими пока-
зателями, степенью стандартизации и унификации. При этом
подразумевается, что свойства объекта, определяющие его каче-
ство, могут при эксплуатации изменяться со временем.
Эксплуатация объекта — совокупность всех фаз его существо-
вания (транспортировка, монтаж и демонтаж, подготовка к ис-
пользованию по назначению, работа, обслуживание и ремонт.

Отказ — событие, заключающееся в нарушении работоспо-
собности объекта. В зависимости от важности функций, выпол-
няемых элементами, отказы различных элементов по-разному
влияют на работоспособность всей системы. Одни отказы вле-
кут за собой полную остановку системы, другие приводят только
к снижению эффективности ее работы.

Отказы бурового оборудования можно подразделить на:

систематические отказы элементов, долговечность
которых во много раз меньше, чем долговечность самого объ-
екта, например отказ поршней, клапанов или сальников штока
бурового насоса, отказы вследствие износа канатов, тормозных
колодок лебедок, сальников вертлюгов, требующих периодиче-
ской замены или ремонта; устраняются обычно на буровой си-
лами бригады;

полный отказ — нарушение работоспособного состояния
объекта в целом, требующее длительной остановки бурения и
смены агрегата или сложного его ремонта;

частичный отказ — отказ, после возникновения кото-
рого объект может быть использован по назначению, но с мень-
шей эффективностью, например отказ одного из ДВС в группо-
вом силовом приводе буровой установки и проведение спусков
подъема при меньших скоростях или отказ одного из насосов и
ведение бурения при пониженных режимах;

внезапный о т к а з — характеризуется скачкообразным
изменением одного или нескольких заданных параметров объ-
екта;

постепенный отказ — характеризуется постепенным
изменением одного или нескольких заданных параметров, на-
пример снижение мощности и крутящего момента ДВС вслед-
ствие износа;

конструктивный отказ — вследствие нарушения уста-
новленных правил или норм конструирования;

производственный отказ — в результате нарушения
установленного процесса изготовления или ремонта объекта;

эксплуатационный отказ — вследствие нарушения
установленных правил или условий эксплуатации объекта, на-
пример несвоевременная регулировка натяжения клиновых рем-
ней или цепной передачи трансмиссии.

Причинами отказов при нормальной эксплуатации могут
быть дефекты, допущенные при конструировании, производстве
и ремонтах, а также в результате естественных процессов изна-
шивания и старения. Дефекты могут проявляться как неисправ-
ности.

Неисправностью называется состояние объекта, при котором
он не соответствует хотя бы одному из требований, установлен-
ных нормативно-технической документацией. Понятия дефект и
неисправность не тождественны. Объект может иметь скрытый
дефект, который не обязательно приведет к неисправности.

Повреждение — событие, заключающееся в нарушении ис-
правности объекта или его составных частей вследствие влия-
ния внешних воздействий, которые превышают уровни, установ-
ленные в нормативно-технической документации на объект.

Степень влияния на отказы различных факторов и прогнози-
рование отказов элементов машин и всей системы являются уз-
ловой проблемой науки о надежности.

Безотказностью называется свойство объекта непрерывно со-
хранять работоспособность в течение некоторого времени или
некоторой наработки в определенных условиях эксплуатации.

В науке о надежности наряду с безотказностью рассматри-
вают также долговечность объекта.

Долговечность — свойство объекта сохранять работоспособ-
ность до наступления предельного состояния при установленной
системе технического обслуживания и ремонтов. Наработка —
продолжительность, объем работы объекта. Наработка на отказ
характеризует долговечность объекта; под ней подразумевается
отношение наработки восстанавливаемого объекта к математи-
ческому ожиданию числа его отказов в течение этой нара-
ботки.

Предельное состояние объекта — это состояние объекта, при
котором его дальнейшая эксплуатация должна быть прекращена
вследствие неустранимого нарушения требований безопасности
или необратимого отклонения заданных параметров от установ-
ленных пределов, или неустранимого снижения эффективности
эксплуатации ниже допустимой, или необходимости проведения
капитального ремонта.

Ремонтопригодностью объекта называется его приспособлен-
ность к предупреждению и обнаружению причин возникнове-
ния его отказов, повреждений и устранению их последствий пу-
тем проведения ремонтов и технического обслуживания, кото-
рые характеризуются затратами труда, времени и средств.

Сохраняемость— свойство объекта непрерывно сохранять
исправное и работоспособное состояние в течение хранения и
после транспортирования.

Современное оборудование для бурения глубоких скважин
является весьма сложной системой, высокая эффективность ра-
боты которой может быть достигнута только при гарантирован-
ных сроках службы и безопасности, обеспечиваемых надежно-
стью. Поэтому, проектируя буровую установку или ее агре-
гаты, конструктор должен оценить их надежность и вероятность
отказа. При этом он сталкивается с двумя задачами: спроекти-
ровать буровую установку с заданными характеристиками так,
чтобы она и ее элементы выполняли все необходимые в процессе
бурения функции и чтобы она обладала требуемой надежно-
стью, т. е. ее элементы не отказывали в процессе эксплуатации.
Установленные конструктором показатели надежности должны
гарантировать безотказность эксплуатации объекта в пределах
наработки.

Независимо от того, является ли разрабатываемый объект
отдельной сборочной единицей или сложной системой, необхо-
димо, чтобы в число предъявленных к нему требований вхо-
дили показатели надежности: безотказность, долговечность,
удобство эксплуатации, технологичность изготовления, ремонто-
пригодность, простота конструкции, пригодность для работы
в заданных условиях, сохраняемость, сопротивляемость к воз-
действию вибраций, транспортабельность и др.

Всегда имеется несколько направлений разработки конструк-
ций с заданными характеристиками. Однако не всегда легко вы-
брать направление проектирования, удовлетворяющее одновре-
менно требованиям качества и надежности. Часто один из ва-
риантов оказывается более надежным, чем все остальные.
Чтобы обеспечить заданные требования надежности, в процессе
проектирования надо оценить ряд вариантов для обеспечения
требуемых характеристик, являющихся главной задачей при
проектировании. Прежде чем выбрать один определенный ва-
риант, необходимо провести предварительный анализ надежно-
сти. Этот метод проектирования сложных систем хотя и требует
глубокого анализа на первоначальном этапе проектирования,
однако является наиболее эффективным.

Будет ли объект отвечать заданным требованиям надежно-
сти— это определяется на этапе проектирования. Для этого раз-
рабатывается программа контроля надежности как на стадии
проектирования, так и при испытании первых образцов и после-
дующем производстве. Программа контроля надежности состав-
ляется для каждого конкретного случая и зависит от сложности
проектируемого объекта.

Первый этап такой программы — предварительный анализ
надежности различных вариантов конструкции, в результате
которого выбирается окончательный вариант. Второй этап на-
чинается после разработки рабочего проекта конструкции.
Целью его является анализ надежности выбранного варианта
конструкции, который должен определить, отвечает ли кон-
струкция всем требованиям. Третий этап программы контроля —
испытание опытных образцов и сравнительный анализ получен-
ных результатов с данными второго этапа. Если результаты
испытаний совпадают с полученными ранее данными, то в кон-
струкцию не вносится каких-либо изменений и она пускается
в серийное производство.

Такой контроль надежности на первых двух этапах приме-
няется как при разработке нового оборудования, так и при его
модернизации. Теоретический анализ возможных вариантов и
решений, предложенных конструктором, помогает определить ве-
роятную интенсивность отказов элементов для анализа общей
надежности установки. После этого составляется блок-схема на-
дежности для различных вариантов и определяется вероятная
безотказность P(t) различных объектов за период заданной на-
работки t или ее средней наработки на отказ Тер-

Предварительный анализ позволяет грубо оценить интенсив-
ность отказов элементов, однако он показывает возможные сла-
бые места, где необходимо изменить нагрузки или качество эле-
ментов, т. е. способствует созданию равнопрочной системы.
Практика применения такого метода позволяет значительно по-
высить надежность объекта уже на стадии проектирования.

Для предварительного анализа надежности на этапе проек-
тирования необходимо, чтобы была уже определена структура
рассматриваемой системы по изучаемому свойству и описано
поведение каждого элемента этой системы. Структура позволяет
обосновать требования к каждому элементу системы для дости-
жения поставленной цели по данному свойству, а закономерно-
сти изменения свойств элементов позволяют так выбрать их
качества, чтобы были обеспечены выдвинутые требования
к надежности. Структура функциональных свойств буровой уста-
новки определяется ее кинематической схемой, устанавливаю-
щей взаимодействие всех основных элементов системы и их тех-
нические характеристики, обеспечивающие выполнение установ-
кой всех требуемых технологических функций и их параметров.

К средствам, обеспечивающим надежность, относятся умень-
шение действующих нагрузок, облегчение режимов работы, уве-
личение прочности элементов, упрощение конструкции, устране-
ние вибрации и динамических нагрузок, ужесточение требований
к качеству изготовления и контролю продукции.

Для оценки эффективности проектируемого объекта выби-
рают эталон — прототип существующего объекта —и опре-
деляют вероятность отклонения надежности проектируемого об-
разца от эталонного. При прогнозировании надежности прини-
мают, что прочность уменьшается пропорционально логарифму
числа дефектов, как это следует из теории экстремальных зна-
чений, также используемой для вычисления распределения ми-
нимальной прочности объекта.

Надежность элементов и ее количественная оценка

Количественная оценка надежности — мера способности объекта
выполнять поставленную задачу (выражается в процентах или
как отношение числа объектов, выполнивших свою задачу, к об-
щему числу взятых для наблюдения объектов). При рассмотре-
нии надежности следует четко и ясно сформулировать, что дол-
жно быть достигнуто, а также установить признаки, при появ-
лении которых задача считается невыполненной. Только после
этого можно приступить к проектированию объекта, количест-
венные показатели надежности которого отвечали бы поставлен-
ным требованиям. Количественные показатели надежности за-
висят от прочности объекта и его элементов, метода оценки ва-
риаций, способа оценки величины нагрузки и ее изменения во
времени; метода определения прочности и влияния нагрузки на
объект и его долговечность.

Технический ресурс системы — один из показателей долго-
вечности. Это наработка объекта от начала эксплуатации или
ее возобновления после среднего или капитального ремонта до
наступления предельного состояния.

Средний ресурс — математическое ожидание ресурса.

Гамма-процентный ресурс — это наработка, в течение кото-
рой объект не достигнет предельного состояния с заданной ве-
роятностью у процентов. Если, например, у = 90 %, то соответ-
ствующий ресурс следует называть девяностопроцентным.

Назначенный ресурс — это суммарная наработка объекта,
при достижении которой эксплуатация должна быть прекращена
независимо от его состояния. Например, бурильные и утяжелен-
ные трубы после определенной наработки должны быть сняты
с эксплуатации, подвергнуты дефектоскопии и отбраковке или
переведены в более низкую категорию качества.

По характеру выполняемых функций различают следующие
виды элементов: одноразового срабатывания (диафрагмы пре-
дохранительных клапанов, срезающиеся шпонки и болты и др.);
непрерывного функционирования, наработка которых исчисля-
ется единицами времени (подшипники, трансмиссии и др.); цик-
лического функционирования (предохранительные клапаны,
краны управления пневмосистемой, Кулачковые, зубчатые и
фрикционные муфты сцепления и др.). Наработка этих элемен-
тов определяется числом циклов срабатывания.

Надежность элементов одноразового срабатывания характе-
ризуется вероятностью безотказного срабатывания:

p = }_r/N,	(П.11)

где г — число отказавших элементов за время испытаний; N.—
число элементов испытываемых объектов.

Например, под наблюдение взято 20 предохранительных кла-
панов буровых насосов, из которых четыре сработали при дав-
лениях ниже требуемых, тогда показатель их вероятной безот-
казной работы будет

Р = 1 —4/20 = 0,8.

Характеристики надежности невосстанавливаемых и восста-
навливаемых элементов непрерывного и циклического функцио-
нирования различны. Характеристики надежности восстанавли-
ваемого элемента непрерывного функционирования зависят от
закона распределения случайной величины времени Т от мо-
мента включения до отказа и заданной наработки t.

Вероятность безотказной работы (функция надежности) —
вероятность того, что в пределах заданной наработки отказа
объекта не возникает

Р(/) = вер {T>t}.

(11.12)
Вероятность отказа (функция ненадежности)

Q (t) = вер {Т .

Плотность распределения наработки до отказа

/(0 = ^-.
at

(П.13)

(П.14)

Интенсивность отказов — условная плотность вероятности
возникновения отказа невосстанавливаемого объекта, опреде-
ляемая для рассматриваемого момента времени при условии,
что до этого момента времени отказ не возникал:

^ = f(O/P(O-

(П.15)

Физический смысл плотности вероятности возникновения
отказа восстанавливаемого объекта — это вероятность отказа,
определяемая для рассматриваемого момента времени.

Многие восстанавливаемые объекты начинают работу и ра-
ботают до отказа, затем происходит восстановление и объект
вновь работает до отказа и т. д. При этом время восстановле-
ния не учитывается. Отказы формируют поток, называемый
параметром потока отказов. В качестве характеристики потока
отказов используется функция £1(1) как математическое ожи-
дание числа отказов за время I:

Q(t) = Mr (0.

(11.16)

Математическое ожидание среднего времени наработки на
отказ 7’ср=М[Т]. Поскольку безотказное состояние и отказ яв-
ляются противоположными случайными событиями и обра-
зуют полную группу событий, то

P(0 + Q(0=l;

тогда

Тер =f P(f)dt.
о

(П.17)

(11.18)

Средняя наработка до отказа — это математическое ожи-
дание наработки объекта до первого отказа, статистически оп-
ределяемое отношением суммы наработки испытуемых объек-
тов до отказа к числу наблюдаемых объектов. Она зависит от
плана испытаний и закона распределения наработки до от-
каза. Например, при экспоненциальном распределении нара-
ботка до отказа (оценка) определяется по формуле

Е ti + T(N-r)

Ti = ^=1-----------.	(П.19)

Г
При экспоненциальном распределении наработки между от-
казами наработка на отказ определяется формулой

То = У, ti/Nr,	'	(11.20)

1=1 .

где ti — момент отказа i-ro элемента; г — число отказов; N —
число испытываемых объектов.

Интегрирование выражения (11.18) с разделяющими пере-
менными dP!P = l\t)dt дает важную для практики зависимость
между вероятностью безотказной работы и интенсивностью от-
казов [см. выражения (11.12) и (11.16)]:

t

- $ X (1) dt

P(t) = e °	.	(11.21)

Статистическая оценка характеристики надежности — сред-
ний срок службы

1 N

(II-22)
л f=i

При прогнозировании отказов часто принимают случай по-
стоянной интенсивности отказов A,(/)=const. Под этим пони-
мается случай, когда взято большое число одинаковых по ка-
честву элементов, работающих в постоянных условиях, по мере
отказа их заменяют новыми, и за относительно большие про-
межутки времени происходит приблизительно одинаковое
число отказов.

Отказы вследствие усталости проявляются часто как не-
ожиданное разрушение элементов без каких-либо предшест-
вующих симптомов. Такие внезапные разрушения возникают
случайно, и наблюдение случайности внезапных отказов явля-
ется лишь следствием. Когда элемент подвергается воздейст-
вию циклической нагрузки по величине, близкой к его несущей
способности, и работает в агрессивной среде, то он может от-
казать внезапно, т. е. случайно. Например, в бурильной ко-
лонне, состоящей из большого числа примерно одинаковых
труб, работающих в агрессивной среде бурового раствора и
подвергающихся действию различных по величине случайных
нагрузок, могут возникать случайные отказы, и в колоннр по
мере ее работы остается все меньше и меньше неисправных
труб, которые могут отказать.

Для подобных случаев характерны три периода работы
элементов (рис. II.1). Период приработки А, в котором при
Т = 0 вводится в работу большое число новых однотипных эле-
ментов. За время приработки Т„ новые элементы могут иметь

2

Заказ № 1379

33
высокую интенсивность отказов, которая быстро снижается
после выхода из строя наиболее «слабых» элементов, имеющих

повышенное число дефектов вследствие ошибок при конструи-
ровании и изготовлении. В период нормальной эксплуатации
(внезапные отказы) Б оставшаяся совокупность элементов,
прошедших приработку, имеет наиболее низкий уровень интен-
сивности отказов X. Эта интенсивность в период нормальной
эксплуатации Тэ сохраняется примерно постоянной. В этот пе-
риод экспоненциальный закон распределения является хоро-
шей аппроксимацией отказов.

К концу периода нормальной эксплуатации начинает ска-

зываться износ элементов и

наступает период износа (внезап-
ные и износовые отказы) В, в ко-
тором в течение времени Та
интенсивность отказов резко воз-
растает. Время Тм является сред-
ним значением долговечности
элемента с учетом износа, назы-
ваемым средней долговечностью
Тер- Эта долговечность для каж-
дого элемента может изменяться
в очень широких пределах — от

Рис. II. 1. Зависимость интенсив- нескольких часов до десятков
ности потока отказов элемента тысяч часов.

от времени эксплуатации	Распределение времени без-

„	отказной работы в различные

периоды подчиняется разным законам. В период приработки
внезапные отказы описываются распределением Вейбула с пара-
метром т<1 или гамма-распределением. В период повышен-
ного износа или старения объекта отказы описываются усечен-
ным нормальным распределением или распределением Релея.
Для наиболее важного периода нормальной работы при посто-
янстве интенсивности отказов справедлив экспоненциальный за-
кон распределения времени безотказной работы, вытекающий
из равенства (11.21) при 7v=const= 1/Тср. Тогда вероятность без-
отказной работы

Р (t) — е w или Р (0 = е ^гс₽.

(11.23)

При проектировании расчетная долговечность элемента Тр
должна быть не менее ожидаемой средней наработки до от-
каза объекта Тер. Например, если средняя расчетная нара-
ботка объекта (подшипника) 7'р=3-104 ч, а требуется высокий
уровень надежности Р(/)=0,9, то заданная наработка на от-
каз должна быть не более 3 • 103, тогда

_ 3,103

Р(3103) = е 310‘ =е—0,1 = 0,9048,

т. е. можно ожидать, что 90 % элементов не откажут в течение
этого периода времени. Если необходимо обеспечить уровень
надежности 0,99, то расчетная долговечность должна быть не
3- 104, а 3-105, т. е. прочность элемента должна быть в 10 раз
больше и, конечно, значительно выше его стоимость.

Для восстанавливаемых элементов непрерывного функцио-
нирования период эксплуатации состоит из последовательности
случайных по продолжительности интервалов времени Ту без-
отказной работы, называемой наработкой на v-й отказ, и че-
редующихся случайных интервалов времени tB простоя для
восстановления. Для определения количественных характери-
стик безотказности не имеет значения, как выполняется восста-
новление.

Величины P(t), Q(t), f(t) и hit) для k-ro интервала вре-
мени определяют аналогично.

Вероятность безотказной работы на k-м интервале времени
(fe-i	fe-i	i

У*, (T’v + М + I < У, (T’v + <v) + УЛ,	(II. 24)

v=l	v=l	J

где t — заданная наработка; Tk — наработка или время без-
fe-i

отказной работы в k-м интервале; у (T^ + Q— суммарная
v=l

наработка на отказ.

Надежность сложных систем характеризуется рядом ком-
плексных показателей надежности. К числу их относятся ко-
эффициент готовности и коэффициент технического использо-
вания.

Коэффициент готовности — это вероятность того, что объект.
окажется работоспособным в произвольный момент времени,
кроме планируемых периодов, в течение которых использова-
ние объекта по назначению не предусматривается. При по-
рядке обслуживания, предусматривающем немедленное начало
восстановления отказавшего- объекта, коэффициент готовности
вычисляется по формуле

kr = ТО/(ТО + Тв),	.•	(11.25)

где То — наработка на отказ; Тв — среднее время восстановле-
ния.

Из этой формулы видно, что коэффициент готовности ха-
рактеризует одновременно два различных свойства объекта —
его безотказность и ремонтопригодность.

Прогнозирование надежности проектируемого оборудования

Единого метода прогнозирования надежности сложных меха-
нических систем не существует, так как количественные пока-
затели надежности определяются .действующими нагрузками,
режимом эксплуатации, методами обслуживания и ремонта.
Поэтому в каждом конкретном случае правильный метод ре-
шения этой задачи может бцть найден после предваритель-

2*	35
ного анализа. Особенно сложным является прогнозирование на
ранних этапах расчета и проектирования новой или модерни-
зируемой системы, когда отсутствуют статистические данные
об отказах элементов. Однако даже при полном отсутствии
статистических данных можно и необходимо приближенно оп-
ределять количественные показатели надежности, основываясь
на предположении знания законов распределения отказов либо
опираясь на известные коэффициенты, которые вводят в рас-
чет.

В случае, если информация полностью отсутствует, коли-
чественные характеристики могут быть получены либо рас-
четным путем, либо на основании испытания опытных образ-
цов моделей, либо из сопоставлений режимов нагружения и
эксплуатации новой конструкции и прототипа и определения
необходимых данных через отношение интенсивности отказов
и значений коэффициентов, входящих в формулы для вычис-
ления показателей надежности.

В случае, если имеются статистические данные о долговеч-
ности подобных объектов, можно с некоторой уверенностью
гарантировать точность оценок.

При наличии уже разработанного рабочего проекта можно
определить явные и косвенные связи между сборками и их
элементами, выделить главные и второстепенные объекты и
сопоставить их нагрузки, прочность и износ, которые после
получения эксплуатационных данных могут быть скорректиро-
ваны. При оценке надежности особенно важно правильно по-
строить модель, составить структурную и расчетную схемы,
выбрать математический аппарат и использовать статистиче-
ские данные, соответствующие проектируемому объекту.

Различное функциональное назначение отдельных органов
и механизмов буровой установки обусловливает основные и
вспомогательные требования, предъявляемые к ним. Основные
единичные и комплексные показатели надежности объектов,
с помощью которых определяют количественные характери-
стики свойств, составляющих надежность исследуемой системы,
показаны на схеме (рис. II.2).

На стадии проектирования обычно достаточно определить
три-четыре основных показателя для каждого объекта уста-
новки. Последовательность прогнозирования надежности си-
стем по одному из наиболее важных количественных показа-
телей при наличии рабочего проекта может быть следующая.

Первый этап — анализ рабочих проектов новой и сущест-
вующей систем и оценка сложности технического исполнения
отдельных объектов. Полученные приближенные оценки срав-
ниваются с известными количественными показателями. В пер-
вую очередь оценивается группа ответственных элементов, вы-
ход из строя которых приводит к отказу, во вторую очередь —
группа менее ответственных элементов, не приводящих к от-
казу.
Безотказность	\ \Сохра.няемкть

СТУХШО
пн пхшорпйпн

доспхшо

пипшои дшанпйпц

дпспншо
чшэондпонэшнм

пспмилз QQ
пншорпдпн HHngadj

wjjognd ппнспн

шосад чшзоншвоЬэд

Рис. II.2. Схема показателей надежности
В методике предварительной оценки ожидаемой вероятно-
сти безотказной работы принимают, что все элементы этой
группы равнонадежны и имеют один закон распределения отка-
зов, обычно экспоненциальный. При отсутствии сведений об
интенсивности отказов можно задаваться их значениями по
экспертной оценке. Некоторые ошибки в оценке допустимы,
так как для двух сравниваемых систем, находящихся в оди-
наковых условиях эксплуатации, результат изменяется в за-
висимости от числа этих элементов при прочих равных усло-
виях.

Второй этап — учет особенностей конструктивного исполне-
ния, ремонта и эксплуатации (связанных при комплексной
оценке надежности с первым этапом) путем определения до-
полнительных показателей. Для этого можно ввести комплекс-
ный показатель

К = К1К2К3,	(П.26)

где 7(^2, ^з — коэффициенты соответственно конструкцион-
ной сложности, сложности ремонта и условий эксплуатации.

Тогда в целом надежность системы может быть оценена
показателём

Рс(0=КЛ(0-	(П.27)

где Pi(t)—вероятность безотказной работы проектируемого и
базового объектов, установленная на первом этапе.

Показатель Pc(t) не дает истинного значения вероятности
безотказной работы, но можно получить вполне сопоставимую
действительную оценку надежности сравниваемых объектов
Pi(t) и Р?(1) с учетом выбранной наработки t. Например, если
Pi (() >-Рг((), то относительная ожидаемая вероятность безот-
казной работы новой конструкции будет выше существующей,
принятой за прототип.

Буровая установка в целом или ее отдельные комплексы
являются сложными системами, и создание такой установки
занимает длительный период, поэтому желательно обеспечить
высокую надежность ее на ранних этапах создания. Нельзя
недооценивать расчетные методы прогнозирования надежно-
сти, однако необходимо учитывать реальные производственно-
технические возможности предприятия-изготовителя, так как
повышение надежности требует вложения дополнительных
средств. Например, устранение конструкторских просчетов,
снижающих надежность изделия, на этапе опытной отработки
обычно требует затрат на порядок больше, чем при конструи-
ровании, а доработка серийного образца буровой установки
в условиях эксплуатации на два-три порядка дороже проведе-
ния этих же работ в заводских условиях' и длится годами.
Наилучший способ — проведение конструкторско-доводочных
испытаний на заводе в условиях, наиболее близких к действи-
тельным, и повышение надежности установки на этом этапе.

Один из успешно применяемых способов — способ аналити-
ческого прогнозирования надежности. Он заключается в оценке
влияния надежности различных элементов деталей и механиз-
мов, входящих в систему, на надежность всей установки. Пре-
имущество такого прогнозирования состоит в том, что кон-
структор получает общую оценку достижимой надежности.
Имеется возможность оценить элементы конструкции, небла-
гоприятно влияющие на надежность, и решить вопрос, когда
следует использовать резервирование, т. е. параллельное со-
единение элементов, или применить в системе более надежный
элемент.

Высокие показатели надежности можно обеспечить за счет
улучшения ремонтопригодности бурового оборудования. Иногда
в ответственных случаях используют такой способ повышения
надежности, как 100 %-ная проверка элементов при самых тя-
желых условиях эксплуатации, например 100 %-ная гидравли-
ческая опрессовка гидравлических коробок, корпусов насосов
и напорных линий при давлении в 1,5—2 раза превышающем
рабочее.

Для математического определения надежности системы
должны быть известны значения интенсивности отказов для
каждого элемента.

Надежность сложных систем бурового оборудования
и ее количественная оценка

Сложные системы делятся на два типа: с последовательным
соединением элементов — нерезервированные, с параллельным
соединением элементов — резервированные.

Система с последовательным соединением
элементов (рис. II, 3, а). Если каждый элемент группы
имеет одни и те же значения интенсивности отказов, то сум-
марная интенсивность отказов для группы элементов равна
произведению числа элементов N на интенсивность отказов:

Ье = Мь	(11.28)

где Kt — интенсивность отказов одного i-ro элемента.

(II Вероятность отказа элемента определяется по формуле

Вероятность безотказной работы системы при последова-
тельном соединении W элементов, т. е. структурная надеж-
ность, равна произведению безотказности ее элементов:

Ре (0 =

N

 pn = П д-(0-
z=i

(11.29)
Рис. П.З. Расчетные схемы надежности системы:

а —схема последовательного соединения; б — законы распределения сроков службы
и интенсивности отказов в — схема параллельного соединения; Q\, Q2, ...»
вероятность отказов; Pi, Ръ .. Р^ — вероятность безотказной работы

При одинаковой надежности последовательно соединенных
элементов формула (11.29) примет вид



(П.30)

Если причина выхода машины из строя связана только
с внезапным отказом, который подчиняется экспоненциаль-
ному закону, но с различной интенсивностью отказов

Pi = e-V; P2 = e“W; . . Pw = e_'xw/,	(11.31)

то, сделав подстановку в формуле (11.29), получим

Р (0 = Д е“М = e~(xi+x2+ • • • +М * = е~М ,	(11.32)

i=i

где ).Е =X-i + ^2+ • • •

Вероятность безотказной работы сложной системы в этом
случае подчиняется экспоненциальному закону.

Для последовательного соединения элементов наиболее ха-
рактерен случай, когда’ отказ одного элемента выводит из
строя всю систему. Например, большинство приводов испол-
нительных механизмов буровой установки подчиняется этому
условию, так как в этих приводах работают последовательно
двигатель, трансмиссия с цепной или клиноременной переда-
чей, муфты включения, органы управления насос, лебедка или
ротор и т. д. При выходе одного элемента из строя прекра-
щает функционировать вся система. Отсюда видно, что увели-
чение числа последовательно работающих элементов влечет за
собой снижение надежности системы, которая ниже надежно-
сти наименее надежного из ее элементов.

Системы с параллельным соединением эле-
ментов (резервированные). Для повышения надежно-
сти сложных систем часто применяют резервирование т, е. па-
раллельное включение двух и более объектов (рис. П.З, в).
Например, двухдвигательный привод лебедки или два-три на-
сосных агрегата, установленные параллельно. При отказе од-
ного из объектов второй выполняет полностью или частично
его функции, не останавливая, например, процесса подъема
бурильной колонны или бурения. При постоянном (нагружен-
ном) резервировании, когда основной и резервный объекты
работают параллельно в одинаковом режиме, вероятность без-
отказной работы P(t) может быть определена следующим об-
разом. Пусть Qi, Q2, ..., Qa- — вероятность отказа каждого
объекта за время t=T. Тогда полный отказ системы — это
сложное событие, которое произойдет, если откажут все эле-
менты или объекты; вероятность совместного отказа всех эле-
ментов Q(/) (по теории умножения) составит

N

Q(0 = Q1<?2. •
/=1

(11.33)

Безотказность системы с параллельным резервированием
объектов

(II. 34)

где Pi'(t)—вероятность безотказной работы i-ro элемента при
параллельном соединении.

Если элементы равнонадежны, то



(11.35)

Вероятность безотказной работы объекта со смешанной си-
стемой соединений, в. которой элементы соединены последо-
вательно и параллельно, имеет следующий вид:

р(^=ПрЛ0[1-П(1-^(0)
i=i L i=i	J

(11.36)

Если вероятность безотказной работы каждого объекта, на-
пример бурового насоса, Pi = P2 = 0,7, а число насосов, рабо-
тающих параллельно, N = 2, то P(t) = \— (0,3)2 = 0,91. Отсюда
видно, что параллельное резервирование резко повышает ве-
роятность безотказной работы.
Теоретически невозможно точно предсказать отсутствие от-
казов. Всегда существует риск, что слабый элемент попадет
под действие большой нагрузки и откажет. Одна из главных

задач надежного конструирования — контроль вероятности от-
каза. Более подробно эти вопросы рассмотрены в литературе

по теории надежности.

Вопросы изучения влияния различных факторов на долго-
вечность рассматриваются в теории долговечности. На долго-
вечность влияет большое число разнородных факторов: сте-

Рис. П.4. Кривые показа-
телей надежности:

Р — вероятность безотказной
работы: Q. — вероятность от-
каза; f — плотность вероятно-
сти безотказной работы; t —
долговечность

будет равна, например, 4;
кости безотказной работы

пень совершенства конструкции;
технический уровень, эксплуатации;
изменение режимов работы; каче-
ство изготовления и др. Неопреде-
ленность таких факторов, как рас-
сеивание прочностных характери-
стик материалов, влияние климати-
ческих и геологических условий,
приводит к необходимости исполь-
зования для определения долговеч-
ности методов математической ста-
тистики и теории вероятности.

Теория долговечности не может
дать однозначного ответа на во-
прос об ожидаемой долговечности
и ограничивается только установ-
лением функциональных зависимо-
стей вероятности отказов деталей
от режимов и продолжительности
эксплуатации. Она может только
установить, что вероятная наработ-
ка t системы при данном режиме
эксплуатаций в заданных условиях
6 и 8 тыс. ч при допустимой вероят-
Р соответственно 0,9; 0,8 и 0,6, или

определить вероятное число установок, которые останутся в эк-
сплуатации (процент выживания) после определенных периодов
работы (рис. II.4). Теория долговечности позволяет установить
с известной степенью достоверности виды и объем разрушений,
возможность разрушения наиболее важных или второстепенных
элементов и узлов машины, степень работоспособности машины
и объем ремонтов [16, 18].

Разработка нормативной долговечности — сложная задача,
требующая предварительного сбора и обработки большого
объема информации. Сложность состоит в том, что изучать
можно уже выпущенные установки, но полученные для них
данные нельзя полностью относить к новым и усовершенство-
ванным установкам. В связи с этим задачей теории долговеч-
ности является разработка методов ускорения промысловых и
стендовых испытаний, на результатах которых можно базиро-
ваТь Прогноз долговечности новой установки при эксплуата-
ции ее в реальных условиях.

Методы повышения долговечности базируются на изучении
физических закономерностей разрушения, износа и поврежде-
ния деталей в зависимости от вида нагружения, свойств мате-
риала, состояния поверхности, размеров и форм. Факторы,
определяющие долговечность: усталостные поломки деталей,
абразивный износ трущихся поверхностей, усталостный кон-
тактный износ поверхностей, задиры поверхности и коррозия.
Поломок деталей в наземном буровом оборудовании можно из-
бежать, так как имеющийся ассортимент материалов, сущест-
вующие методы изготовления позволяют создать оборудование,
практически обладающее необходимой долговечностью в пре-
делах требуемого срока службы. Для оборудования, находя-
щегося в агрессивной среде в скважине, не всегда можно обес-
печить необходимую долговечность.

Как правило, не надо ограничивать средства на изготовле-
ние деталей и элементов, определяющих общую долговечность
и надежность агрегата, а также на исследования, направлен-
ные на повышение их долговечности за счет применения новых
материалов и более совершенных технологических процессов
[15]. Следует критически относиться к некоторым рекоменда-
циям о целесообразности применения наиболее дешевых мате-
риалов и простых способов изготовления. Вопрос о выборе ма-
териала и методов изготовления следует решать только после
анализа дополнительных затрат в общей сумме расходов на
эксплуатацию машин. Эта задача имеет математическое реше-
ние— минимизация целевой функции суммарных затрат на из-
готовление и эксплуатацию машин [16].

§ 4. ДОЛГОВЕЧНОСТЬ БУРОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ

При заданном объеме бурения повышение долговечности буро-
вых установок ведет к сокращению закупок нового оборудо-
вания, а при пополнении парка — к увеличению численности
установок. Вопрос определения оптимальной фактической дол-
говечности для буровой установки в целом и для ее отдельных
агрегатов очень сложный, ввиду того что установка одного и
того же класса может работать в совершенно различных гео-
логических и климатических условиях. Например, с помощью
установки БУ-2500 в районах Западной Сибири бурят в год
до 100 тыс. м скважин глубиной 2100—2700 м, в районах Та-
тарии с помощью такой же установки бурят 20—25 тыс. м
в год. Важно уметь выбрать целесообразный предел повыше-
ния долговечности, дающий существенный выигрыш в числен-
ности установок без излишнего увеличения стоимости нового
оборудования для заданных условий. Повышение предела дол-
говечности выше предела морального износа бессмысленно [16].
Не менее сложная задача — определение требуемой фактиче-
ской долговечности отдельных машин, систем и механизмов
буровой установки.

Установка в процессе проходки скважины находится в ра-
боте далеко не все время. Даже в процессе бурения ствола
скважины не все ее агрегаты постоянно участвуют в работе,
поэтому долговечность каждого из агрегатов следует устанав-
ливать в соответствии с режимом его загрузки и общим тре-
буемым рациональным сроком службы. Увеличение долговеч-
ности агрегатов, мало используемых при бурении, сопровож-
дается повышением срока их службы, что иногда нельзя
использовать вследствие наступления морального старения бу-
ровой установки.

Моральным старением называется состояние установки,
когда она сохраняет физическую работоспособность, но по тех-
ническим показателям перестает удовлетворять требованиям
технологического процесса бурения. Если скорости бурения,
проходка на долото, подводимая гидравлическая мощность,
скорость спуско-подъемных операций ниже значений средних
показателей и рентабельность установки снижена, то это при-
знаки морального старения. Даже новая машина может
морально устареть, так как моральное старение не связано
с физическим износом. Моральное старение наступает при пере-
ходе на новые технологические процессы. Так, после изобре-
тения гидромониторных долот и перехода на бурение с исполь-
зованием на долоте большой гидравлической мощности шаро-
шечные долота с центрально расположенными промывочными
каналами стали морально устаревшими.

В буровых установках, агрегаты которых работают очень
напряженно, физический износ наступает раньше морального.
Это вынуждает систематически модернизировать буровую ус-
тановку для поддержания ее показателей на уровне современ-
ных требований. Для бурового оборудования в настоящее время
период морального старения составляет около 10—15 лет.

Время фактической работы под нагрузкой некоторых агре-
гатов составляет всего несколько процентов от календарного
времени работы установки. Это объясняется тем, что в про-
цессе строительства скважины некоторые технологически необ-
ходимые операции требуют значительных затрат времени,
а ряд агрегатов установки при этом не работает.

В табл. II.2 приведена фактическая загруженность некото-
рых агрегатов установки. Из таблицы видно, что расчетный
срок службы почти каждого агрегата буровой установки дол-
жен быть различным в зависимости от фактического времени
его работы.

Поскольку большая часть агрегатов буровой установки ра-
ботает периодически и долговечность их представляет собой
общее число: часов работы под нагрузкой, операций, пробу-
ренных метров или скважин до полного износа, а время буре-
ния каждого метра скважины зависит от многих условий'и
Таблица 11.2 Загруженность агрегатов буровых установок

Агрегат	Время работы, ч (%), при глубине скважин, м			
	1700 (Татария)	2500 (Западная Сибирь)	2800 (Ставрополь)	3400  (Грозный)
	Турбинное бурение		Роторное бурение	
Двигатель  Лебедки, работающие на:	230 (100)	120 (100)	800 (100)	2500 (100)
подъем	33 (14)	12 (10)	100 (12,5)	500 (20)
спуск	20 (9)	12 (10)	60 (7,5)	320 (13)
Регулятор подачи долота	54 (23)	40 (35)	220 (28)	800 (32)
Ротор	—	—	220 (28)	800 (32)
Вертлюг	—	—	230 (29)	840 (34)
Насосы	58 (24)	48 (40)	240 (30)	880 (35)

его значения в начале бурения скважины и в конце могут зна-
чительно отличаться, то показатели — метр проходки или сква-
жина—можно использовать только для сравнительной оценки
при бурении в идентичных условиях. В таких случаях надо
применять показатель долговечности Тср — средний ресурс.
В реальных условиях эксплуатации этот ресурс может сильно
отличаться от назначенного ресурса Ги- Влияние условий экс-
плуатации при бурении в реальных условиях на вероятный
срок службы учитывают коэффициентом эквивалентности k3

йэ = Тн/7’ср.	(II. 37)

При прогнозировании вероятной долговечности буровой ус-
тановки или ее отдельных агрегатов и механизмов вероятную
величину коэффициента эквивалентности k3 можно определить
на основании дифференцированного изучения фактического
времени работы машины в зависимости от режимов эксплуа-
тации.

Глава III

МЕТОДЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

БУРОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ

§ 1.	НАЧАЛЬНЫЙ ЭТАП ПРОЕКТИРОВАНИЯ

Основанием для разработки нового бурового оборудования яв-
ляется решение министерства, планирующей организации и
заказчика, выдающих проектирующей организации или заводу-
изготовителю техническое задание. Порядок разработки, согла-
сования и утверждения технического задания, проведения экс-
пертизы проектов нового оборудования, испытания опытных
образцов и партий этого оборудования и контрольных испыта-
ний продукции серийного производства регламентируется
ГОСТ 15.001—73.

Разработка технического задания — начальная стадия про-
ектирования нового объекта. Техническое задание разрабаты-
вают на основании результатов научно-исследовательских и
экспериментальных работ, научного прогнозирования на ос-
нове анализа достижений и патентной документации в соот-
ветствии с техническим уровнем отечественной и зарубежной
техники. На основе этих данных и исходных требований заказ-
чик выдает техническое задание, которое определяет основное
назначение, параметры, технические характеристики, показа-
тели качества, технико-экономические требования, предъявляе-
мые к разрабатываемому объекту, лимитную цену, выполнение
необходимых стадий разработки конструкторской документа-
ции и ее состав, а также специальные требования, которым
должно удовлетворять новое оборудование. Техническое зада-
ние не должно ограничивать инициативу разработчика.

На основании технического задания проектная организа-
ция-разработчик создает конструкторскую документацию, ста-
дии разработки которой и содержание регламентируются
ГОСТ 2.102—68 и ГОСТ 2.103—68. Если предлагается разра-
ботать машину, подобную существующим, но с другими пара-
метрами, условиями производства и эксплуатации, то выби-
рают прототип будущей машины из числа существующих, наи-
более подходящих.

Прототип — машина, выполняющая сходные функции и по
оценке имеющая наиболее удачное конструктивное решение,
осуществимое в данных условиях производства. Параметры
прототипа могут отличаться от параметров, заданных для но-
вой разработки. Возможные технические решения необходимо
исследовать методически в соответствии с планом и принци-
пами конструирования.

При разработке сложных комплексов бурового оборудова-
ния исследование и конструирование ведут одновременно по
нескольким частям проекта, для чего работу делят на части,
но все исследования и конструирование проводят в тесной вза-
имосвязи. В этот период наиболее важно определить основные
принципы конструирования. Необходимо провести функцио-
нальный, кинематический, динамический, силовой анализы; оп-
ределить и оценить показатели надежности отдельных элемен-
тов и структуры в целом, эффект действия различных факто-
ров, влияние окружающей среды, условий монтажа, демонтажа
и транспортировки оборудования.

В начальный период конструирования необходимо выявить,
осуществимо ли принятое решение на имеющемся в распоря-
жении оборудовании при выбранных заготовках, методах обра-
ботки и сборки, обеспечит ли оно выполнение заданных функ-
ций, рационально ли оно. Даже при очень тщательных поис-
ках не всегда удается найти оптимальное решение, удовлетво-
ряющее всем выдвинутым требованиям.

Техническое предложение содержит технические и технико-
экономические обоснования целесообразности разработки до-
кументации на объект, результаты анализа технического зада-
ния и различных вариантов возможных решений и их сравни-
тельной оценки с учетом конструктивных и эксплуатационных
характеристик разрабатываемого и существующих объектов,
а также патентных материалов. В состав технического предло-
жения входят чертежи общего вида и схемы, ведомость техни-
ческого предложения и пояснительная записка. После утверж-
дения технического предложения проектирующая организация
разрабатывает эскизный проект.

Эскизный проект содержит конструкторскую документацию
принципиальных конструктивных решений, дающих общее пред-
ставление об устройстве и принципе работы объекта, а также
данные, определяющие назначение, основные параметры и га-
бариты разрабатываемого объекта. В состав эскизного про-
екта входят чертежи общего вида, теоретические и габаритные
схемы, ведомости покупных изделий и согласование их при-
менения, ведомость эскизного проекта, пояснительная записка,
программа и методика испытаний, таблицы, расчеты, патент-
ный формуляр, карта технического уровня и качества продук-
ции. При этом параллельно может разрабатываться докумен-
тация на макет или модель, после изготовления и испытаний
которой изучают результаты, вносят коррективы и утверж-
дают эскизный проект. Затем проектная организация присту-
пает к разработке технического проекта.

Технический проект содержит конструкторскую документа-
цию окончательных технических решений, дающую полное
представление об устройстве разрабатываемого объекта, и ис-
ходные данные для разработки рабочей документации. После
утверждения он служит основанием для разработки рабочей
документации. В состав технического проекта входят чертежи
общего вида, основных сборочных единиц, теоретические и га-
баритные схемы, ведомости покупных изделий и согласование
их применения, ведомость технического проекта, пояснительная
записка, технические условия, программа и методика испыта-
ний, таблицы, расчеты, патентный формуляр, карта техниче-
ского уровня и качества продукции. При этом могут быть
разработаны, изготовлены и испытаны модели или макеты.

В технический проект вносят необходимые коррективы на
основании результатов его изучения, после чего его рассмат-
ривает и утверждает заказчик. При утверждении технического
проекта устанавливают число опытных образцов или размер
опытной*партии в зависимости от назначения оборудования,
машины или механизма, степени его сложности и возможности
получения исчерпывающих и достоверных данных о его рабо-
тоспособности, долговечности и надежности.
Следующая стадия — разработка рабочей документации на
все сборки и детали. На этой стадии конструктор должен опре-
делить все требования, предъявляемые к детали. На рис. III.1
приведена схема взаимосвязи различных факторов, влияющих
на конструкцию детали и на совокупность предъявляемых
к ней технических требований.

Рабочая документация содержит сборочные и рабочие чер-
тежи всех деталей, подлежащих изготовлению, спецификации
монтажных комплектов, сменных и запасных частей, инстру-
ментов, а также ведомости спецификаций, технические условия
и программу испытаний деталей и сборочных единиц. В рабо-
чую документацию могут входить теоретические, габаритные,
монтажные чертежи и схемы, расчеты, таблицы, патентные
формуляры и карта технического уровня, а также другая необ-
ходимая документация.

После оформления конструкторской документации и прове-
дения контрольных испытаний нового объекта выдают разре-
шение на его серийное производство, основанием для которого
является утвержденный заказчиком акт комиссии, проводив-
шей испытания, или приказ ведомства — изготовителя нового
оборудования. Акт комиссии утверждает организация, назна-
чившая комиссию по проведению приемочных испытаний.

Практика показала, что если неправильно выбраны пара-
метры и объект создан без учета прогрессивных схем и реше-
ний, не отвечает современным представлениям о качестве, на-
дежности и долговечности, то он устаревает раньше, чем на-
чинается его серийный выпуск. Тогда усилия, затраченные на
создание, изготовление и доводку образцов, напрасны, а про-
мышленность не получает нужного оборудования.

§ 2.	ВЫБОР СХЕМЫ И КОМПОНОВКА ОБОРУДОВАНИЯ
БУРОВОЙ УСТАНОВКИ

Совершенствование бурового оборудования тесно связано с не-
прерывным развитием технологии бурения. Растут скорости
бурения, упрощаются конструкции скважин и увеличиваются
их глубины, изменяются методы монтажа, демонтажа и пере-
возки оборудования, непрерывно повышается уровень механи-
зации и автоматизации. Некоторое оборудование с появлением
новых технологических процессов становится ненужным. Так,
с изобретением вращательного бурения отпала необходимость
широкого использования установок ударного бурения; двига-
тели внутреннего сгорания и электродвигатели в буровых ус-
тановках полностью вытеснили паровую машину, являвшуюся
единственным видом привода в течение 70 лет.

Конструктор должен знать специфику бурового оборудова-
ния, технологию бурения и функции каждого агрегата в про-
цессе проходки скважины.

После выбора основных параметров и прототипа буровой
установки приступают к разработке ее схемы и компоновке
оборудования. Разработка схемы и компоновка обычно со-
стоят из двух этапов: эскизного и технического. При эскизной
компоновке разрабатывают основную схему и общую компо-
новку бурового оборудования и агрегатов в большинстве слу-
чаев в нескольких вариантах, не детализируя конструктивного
устройства отдельных элементов, а предполагая, что они из-
вестны, например, расположение лебедки и коробки перемены
передач (КПП), буровых насосов. Будут ли насосы приво-
диться от одного общего вала группового силового привода
или от разных валов? При этом не решается вопрос, будет ли
лебедка одновальной или двухвальной, будет ли насос двух-
поршневой или трехпоршневой.

На основании результатов анализа преимуществ и недо-
статков различных вариантов схем выбирают такую схему, ко-
торая наиболее удовлетворяет поставленным задачам, после
чего разрабатывают техническую компоновку оборудования.
Уточняют конструктивное решение каждого элемента, напри-
мер, будет ли КПП цепной или зубчатый, будет ли вспомога-
тельный регулирующий тормоз гидравлическим или электро-
динамическим, будут ли передачи цепные, зубчатые или кли-
ноременные и т. д. После этого разрабатывают окончательный
вариант кинематической схемы буровой установки.

К основным факторам при анализе схемы и компоновки от-
носятся:

наилучшее выполнение основных функций, требуемых про-
цессом проходки скважины при наиболее простой кинематиче-
ской схеме установки;

быстрота и легкость монтажа, демонтажа и транспортиро-
вания оборудования;

стабильность в заданных пределах конструкции и парамет-
ров установки после многократных транспортировок с одной
точки бурения на другую;

сохранение соосности валов или быстрое ее восстановление
после многократных перевозок и сохранность всего оборудо-
вания;

наименьшая общая металлоемкость конструкции;

доступность для монтажа и обслуживания агрегатов и уп-
равляющих органов установки;

возможность установки всего комплекта свечей бурильных
и утяжеленных труб и обсадных труб с 10%-ным запасом на
одну из колонн;

достаточная высота оснований для обеспечения возможно-
сти размещения противовыбросового и другого оборудования
и использования имеющихся транспортных средств для пере-
возки;

наилучшее обеспечение требований техники безопасности
ведения работ при наибольшем удобстве.

При компоновке важно выделить главное, установить пара-
метры и варианты отдельных агрегатов. Например, как будет
осуществляться привод насосов или лебедки от одного двига-
теля мощностью 1000 кВт или от двух двигателей по 500 кВт.
Попытки разрабатывать одновременно все элементы буровой
установки ошибочны и обречены на неудачу.

Компоновка основного оборудования в плане определяет
расположение агрегатов относительно оси скважины О
(рис. IIT.2), с которой должен совпадать центр отверстия ро-
тора, определяющий положение лебедки. Лебедку располагают
против приемного мостка и ворот в буровую, чтобы буриль-
щик, управляя лебедкой, имел хороший обзор при затаскива-
нии в буровую труб и другого оборудования. Ось /—I бара-
бана лебедки удалена на расстояние А от оси II—II, чтобы
обеспечить необходимое для работы операторов расстояние В
между ротором Z)p и лебедкой. Лебедку следует располагать
так, чтобы середина барабана лебедки (ось III—III) прохо-
дила также через ось скважины О.
Если главная лебедка расположена ниже уровня пола бу-
ровой, то расстояние А выбирают из конструктивных сообра-
жений так, чтобы ведущая ветвь каната проходила к крон-
блоку, не цепляя вышку, и оператору был обеспечен обзор
барабана при наматывании на него каната. Остальное обору-
дование можно располагать относительно лебедки в зависимо-
сти от назначения буровой установки и ее класса.

На рис. III.2 приведена классическая схема линейного рас-

положения коробки перемены передач и трансмиссии за ро-
тором и лебедкой. Преимущество такой компоновки — компакт-

ность размещения оборудования
и возможность использовать бу-
ровую лебедку для монтажа и де-
монтажа мачты и другого обору-
дования, что позволяет осущест-
влять работы без применения
специальны^ мощных грузоподъ-
емных средств.

В связи с увеличением глу-
бины бурения и необходимостью
применения сложного оборудова-

Рис. III.2. Схема компоновки
оборудования в роторио-вышеч-
ном блоке:

О -- центр скважины: 1 — стеллажи
для труб; 2 — приемный мост; 3 — во-
рота; 4 — магазин для установки све-
чей (подсвечник); 5 —ротор; 6 — ле-
бедка; 7 —коробка передач

ния для герметизации устья сква-
жины высота пола буровой уве-
личилась до 4—10 м, а масса от-
дельных агрегатов — до 25—30 т
и более. Естественно, что мон-
таж такого тяжелого оборудова-
ния на большой высоте значи-
тельно усложнился. Прогресс

технологии и сокращение времени на проходку ствола сква-
жины также выдвинули проблему сокращения времени и затрат
средств ца монтаж и демонтаж буровой установки. Поэтому

эти вопросы также должны решаться на ранних этапах проек-
тирования и компоновки бурового оборудования с учетом ус-
ловий эксплуатации.

Линейная компоновка позволяет обеспечить более удобное
параллельное расположение валов трансмиссии и вращение их
в одном направлении, что особенно удобно, когда для привода
используют нереверсивные двигатели внутреннего сгорания.
На рис. Ш.З приведены различные схемы размещения оборудо-
вания, зависящие от назначения установки, высоты оснований,
способа монтажа и транспортировки, типа силового привода и
трансмиссии (рис. Ш.З, а—г — установки с электроприводом,
рис. Ш.З, д—к — с приводом от ДВС). На рис. Ш.З, а, в, е,
з, и приведены схемы компоновки с линейным расположением
оборудования как с приводом от электродвигателей, так и от
ДВС, с приводом ротора как цепной передачей, так и кардан-
ным валом. При этих схемах уровень пола буровой может до-
стигать 10 м.
Компоновка оборудования с боковым расположением при-
водных двигателей основных агрегатов показана на рис. III.3,
г, д, ж, и, к. При боковом расположении двигателей с кардан-
ными валами в трансмиссиях все оборудование должно быть
расположено почти на одном уровне, так как карданные валы
не допускают больших углов наклона. Подобная схема вполне
приемлема для легких самоходных буровых установок, не тре-
бующих оснований большой высоты. Для установок глубокого
бурения при большой высоте оснований (4—10 м) распола-
гать лебедку и силовой привод на одном уровне можно только
в морских установках, не требующих демонтажа и монтажа
при бурении новой скважины. Для наземных буровых устано-
Рис. III.3. Схемы размещения оборудования буровых установок в плане:

1 — основание ротора; 2 — ротор; 3 — лебедка; 4 — коробка передач; 5 — электродвига-
тели; 6 — насосы; 7 — регулирующий тормоз; 8 — суммирующий редуктор группового
привода; 9 — турботраисформатор; 10 — редуктор; 11 — трансмиссия ротора; 12— регу-
лятор подачн; 13 — ДВС

вок, перевозимых 'блоками, подобная схема неудачна, так как
требует подъема тяжелого оборудования на большую высоту.
Сложность монтажа делает эти установки малоэффективными,
так как время монтажа иногда больше времени бурения сква-
жины. В таких установках буровую лебедку рациональнее рас-
полагать только на уровне земли, ниже пола буровой. На полу
буровой устанавливают ротор и вспомогательную лебедку, ко-
торые должны в этом случае иметь индивидуальный привод.
В этой схеме ротор и лебедка имеют отдельные коробки пере-
дач, что усложняет конструкцию (рис. III.3, б).

Компоновка основного оборудования буровой установки по
вертикали зависит от ряда факторов: глубины бурения, назна-
чения установки, типа привода, способа монтажа и демонтажа,
высоты пола буровой.

Когда глубина скважины большая и бурение ведут для раз-
ведки на глубинах с малоизвестным геологическим разрезом,
установка должна иметь соответствующее оборудование для
герметизации устья скважины, состоящее из плашечных пре-
венторов, универсального и вращающегося превентора. Для
установки этого оборудования между устьем скважины и ро-
тором должно быть необходимое пространство.

Тип привода также играет большую роль. Если установка
имеет групповой дизельный привод, то основные исполнитель-
ные механизмы (лебедка, ротор и насосы) должны быть свя-
заны единой трансмиссией.

На рис. III.4 приведены типичные схемы компоновки буро-
вого оборудования по вертикали. На рис. III.4, а показана
компоновка лебедки, ротора и силового привода на уровне
пола буровой. Такая компоновка приемлема при небольшой
высоте пола буровой (ЖЗ м). Для скважины глубиной 2—
2,5 тыс. м, когда не ожидается высоких пластовых давлений,
не требуется применение всего комплекса оборудования для
герметизации устья.

Компоновка оборудования на одном уровне имеет то пре-
имущество, что монтаж трансмиссий и их конструкция зна-
чительно упрощаются.

При большой высоте пола буровой (3 м<Я<6 м) компо-
новка по этой схеме становится неэффективной и оборудова-
ние целесообразнее монтировать по схеме, приведенной на
рис. III.4, б. Расположение лебедки и ротора на уровне пола
буровой, а силового привода несколько ниже позволяет об-
легчить его металлическое основание. Однако разность уров-
ней Н и йд определяется трансмиссией, соединяющей силовой
привод и коробку передач, так как межосевые расстояния Ал
(между валами двигателя и лебедки) и Лн (между валами
двигателя и насоса) при цепном приводе должны быть не бо-
лее 3 м, а при клиноременных передачах не более 4 м.

Схема, приведенная на рис. III.4, в, позволяет поднять уро-
вень пола буровой на любую необходимую высоту (// = 6 4-
4-10 м), улучшает расположение и упрощает монтаж лебедки
н силового привода. Недостаток такого конструктивного реше-
ния — необходимость привода ротора и вспомогательной ле-
бедки или от индивидуальных двигателей, илн от группового
привода, расположенного ниже пола буровой, через угловые
редукторы и вертикальный вал.. Высоту основания силового
привода hn в этом варианте выбирают равной высоте грузовой
платформы транспортных средств для удобства погрузки и
разгрузки; обычно /гд= 1,84-2 м.-

На рис. III.4, г приведена компоновка оборудования для
герметизации устья скважины под полом роторно-вышечного
блока.

Важную роль для установок, используемых для бурения на
суше, когда их перевозят по дорогам с ограниченными габа-
ритами, играет их транспортабельность. В этом случае уже на
начальной стадии проектирования должен быть решен вопрос

о расчленении буровой установки на транспортабельные блоки.
Габариты и масса' каждого блока должны согласовываться
с возможностями транспортных средств. Этому вопросу в на-
стоящее время уделяется большое внимание, и специальные
транспортные средства разрабатываются одновременно с про-
ектированием буровой установки.

Перед выбором той или иной схемы компоновки необхо-
димо рассмотреть все эти факторы и принять вариант, обеспе-
чивающий технико-экономический эффект в заданных усло-
виях.

Рабочее место — первичное звено установки, где находят
отражение основные элементы производственного процесса и
проявляются эффективность и качество труда. Рациональное
расположение рабочего места и органов машины, на которые
воздействует оператор, способствует достижению наиболее вы-
сокой производительности и созданию благоприятных психо-
физиологических условий труда.

Прежде всего необходимо проанализировать состав опера-
ций, очередность их выполнения, возможное совмещение по
времени, распределение функций между членами буровой
бригады. Каждый член бригады может работать поочередно
в различных местах в зависимости от вида проводимых работ:
на площадке вокруг ротора, приемном мостке, балконе вышки;
в насосном и силовом отделениях, в зоне, приготовления и
очистки бурового раствора. Конструктор должен иметь в виду,
что буровая бригада может работать на буровых установках
различного класса и назначения. Поэтому необходимо, чтобы
организация рабочего места была типовой, но отвечала требо-
ваниям, предъявляемым к проектируемой установке.

Процесс проходки скважины включает большое число раз-
нообразных операций, большая часть которых повторяется при
бурении каждой скважины в строго определенной последова-
тельности, а часть операций (работы по предупреждению по-
глощений, газопроявлений, обвалов, осложнений, ликвидации
аварий и др.) проводится не всегда. Значительная часть опе-
раций, выполняемых буровой бригадой, требует использования
различных приспособлений и механизмов, применяемых перио-
дически. Многие из этих механизмов постоянно находятся на
рабочем месте, что ухудшает условия работы операторов при
выполнении других операций, не требующих их применения,
поэтому в буровой установке следует предусматривать рацио-
нальную планировку оборудования на рабочем месте с таким
расчетом, чтобы механизмы, не используемые в данной опера-
ции, не мешали ее выполнению.

В проекте установки должны быть предусмотрены оснаще-
ние рабочих мест основным и вспомогательным оборудова-
нием, приспособлениями и механизмами; планировка рабочего
места; необходимые условия труда на рабочем месте; способы
и средства связи между рабочими местами.
На рис. III.5 приведены примеры неудачной (рис. III.5, а)
и удачной (рис. III.5, б) компоновок оборудования, приспо-
соблений и инструментов на рабочем месте в вышечном отде-
лении буровой. Хотя в этих компоновках комплект оборудова-
ния одинаковый, за исключением шурфа для наращивания
труб, расположение лебедки и ротора также одинаково, но
расположение оборудования по схеме на рис. III.5, а менее
удобно. Например, ключ для свинчивания труб размещен

Рис. Ш.5. Схемы расположения оборудования и инструмента на рабочем
месте в роторно-вышечном блоке:

/ — ротор; 2 —магазин для свечей; 3, 4 —пульты управления лебедкой и механическим
ключом; 5 — механический ключ; 6 — лебедка; 7 — привод ротора; 8 — машинный ключ;
9 — верстак; 10 — приспособление крепления каната; 11, /3 —шурфы ведущей и буриль-
ной труб; 12 — приемный мост

между ротором и лебедкой, что затрудняет подход персонала,
подсвечник находится слишком близко к лебедке и ротору,
привод осуществляется цепной передачей, закрывающей про-
ход. Пульт управления ключом расположен слишком далеко
от пульта управления лебедкой, что усложняет работу буриль-
щика. Приспособление для крепления неподвижного конца ка-
ната расположено так, что не уравновешивается горизонталь-
ное усилие от натяжения ведущей и неподвижной струн тале-
вого каната; это создает опрокидывающий момент вышки. Нет
шурфа для наращивания труб, поэтому при наращивании не-
обходимо каждый раз снимать с крюка ведущую трубу с верт-
люгом и ставить ее в боковой шурф, на что затрачивают до-
полнительное время.

При расположении оборудования по схеме на рис. III.5, б
эти недостатки устранены. Ключ для свинчивания труб
21
Рис. Ш.6. Буровые установки для глубокого бурения:

i — пол буровой; 2—подъемный поворотный кран; 3 — А-образная вышка; .4 — шланг;
5 — вертлюг; 6 — крюкоблок; 7 — балкон; 8 — талевый канат; 9 —оттяжки; — крон-
блок; // — ротор; 12 — лебедка; 13 — подкос; 14 — КПП; /5 — силовой электропривод:
^ — компрессорная установка; /7 — напорная линия для раствора; 18 — станция управ-
ления; 19— двигатели насосов; 20 — буровые насосы: 21 — емкости для бурового рас-
твора; 22 — основание под вышку; 23 ~ вибросито; 24 — приемные мосткн И стеллажи
для труб; 25 — рельсы для перемещения буровой
поставлен с другой стороны от ротора, привод ротора осущест-
вляется карданным валом с кожухом, расположенным на
уровне пола, что обеспечивает свободный проход вокруг ро-
тора. Уменьшено расстояние между пультами управления клю-
чом и лебедкой. Приспособление для крепления неподвижного
конца каната установлено напротив барабана лебедки, что
снижает горизонтальную составляющую от усилия в струнах
каната. Пульт управления расположен удобнее для буриль-
щика. Предусмотрен шурф для трубы.

Общую компоновку оборудования буровой установки осу-
ществляют после выбора схем расположения основных агрега-
тов. На этой стадии окончательно уточняют расположение обо-
рудования с учетом всех факторов, а не только выполняемых
функций. При этом решают вопрос, в какой модификации дол-
жна быть выполнена установка. В ряде случаев, казалось бы,
такие второстепенные факторы, как климатические условия
или характер местности, не могут играть решающую роль, но
это не так: на выбор схемы компоновки эти факторы иногда
оказывают большое влияние.

На рис. Ш.6, а показана компоновка установки для буре-
ния в обычных условиях на суше скважин глубиной до 2500 м.
В этой установке мачта и подъемное оборудование смонтиро-
ваны на основании, прочно зафиксированном на точке буре-
ния. Трансмиссии, коробка передач и групповой дизельный
привод расположены за лебедкой ниже уровня пола буровой.
Высота основания привода йд~3 м, что несколько усложняет
монтаж, демонтаж и конструкцию оснований. Однако для бу-
рения неглубоких скважин это может быть приемлемо, так как
масса отдельных блоков не превышает грузоподъемность имею-
щихся кранов и монтажно-демонтажные работы можно вести
при помощи нефтепромысловых грузоподъемных средств.

Насосный комплекс, приемный мост и оборудование си-
стемы очистки и приготовления бурового раствора располо-
жены компактно, так что площадь, занимаемая установкой,
минимальна (это очень важно при бурении скважин в районах
использования земель в сельскохозяйственных целях). Уста-
новка рассчитана на перевозку по дорогам без порчи сельско-
хозяйственных угодий. В то же время для бурения, например,
в заболоченных местностях Восточной Сибири, где залежи
нефти и газа находятся в малонаселенных районах, такая ком-
поновка оказывается малоэффективной. Практика показала,
что для этих условий более производительно разбуривание ку-
ста скважин, для чего необходима модификация установки.

На рис. III.6, б показана буровая установка того же класса
в исполнении для кустового бурения скважин в районах' неф-
тегазовых промыслов Западной Сибири, где преобладают, бо-
лота и тайга. В этой установке основание вышечного блока
служит платформой, оборудованной тележками железнодо-
рожного типа. На тележках установка перемещается от одной
точки бурения к другой по рельсам на расстояние 5—16 м.
Такой установкой разбуривают куст наклонных скважин (8—
24 скважины), после чего ее демонтируют и перетаскивают
для бурения следующего куста скважин.

Силовой привод и лебедка расположены не на уровне пола
буровой, а внизу на подвижной платформе. На полу буровой
установлена вспомогательная лебедка. Насосный комплекс
иногда располагают на расстоянии до 50 м от устья наиболее
удаленной от него скважины. В этом случае напорная и слив-
ная линии должны быть выполнены разборными из секций и
смонтированы на мостках, чтобы была возможность переме-
щать блок (вышка с основанием) от одной скважины к дру-
гой, не передвигая насосный комплекс во время бурения всех
скважин куста. Напорная и сливная линии при этом наращи-
ваются секциями.

Для защиты персонала от непогоды и холода недалеко от
буровой располагают жилые помещения, связанные с буровой
переходными мостками. Такое конструктивное решение весьма
эффективно для районов с заболоченной местностью. Бурение
куста скважин не только упрощает монтаж-демонтаж и пере-
возку буровой установки, но и сокращает объем строительства
дорог. С помощью установки для кустового бурения можно бу-
рить в год в 2—4 раза больший объем, чем с применением
обычной установки. Из рассмотренного видно, какую важную
роль в выборе варианта компоновки оборудования буровой ус-
тановки играет учет конструктором всех факторов.

§ 3.	РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ
БУРОВОЙ УСТАНОВКИ

В первоначальной стадии проектирования одновременно с ком-
поновкой оборудования следует разработать несколько вари-
антов кинематических схем, проанализировать их и выбрать
вариант, обеспечивающий наибольшую эффективность. При
этом необходимо проанализировать кинематические схемы всех
исполнительных и промежуточных звеньев.

Движение исполнительных органов буровой установки

Режущие элементы породоразрушающего инструмента (до-
лота) при вращательном бурении должны перемещаться по
винтовой линии, причем вращательное движение должно быть
согласовано с поступательным. Поршни буровых насосов дол-
жны совершать возвратно-поступательное прямолинейное дви-
жение с переменной или постоянной скоростью. Для смены по-
родоразрушающего инструмента бурильная колонна разбира-
ется на свечи, которые извлекаются из скважины и спускаются
в нее при поступательном движении. В соответствии с этим ус-
тановка должна иметь механизмы, посредством которых осу-
ществляются эти основные или главные рабочие движения.
Скорость главных движений основных исполнительных ме-
ханизмов буровой установки определяется:

для породоразрушающего инструмента — долота — допусти-
мой частотой вращения и буримостью пород;

для поршней бурового насоса — допустимой средней скоро-
стью перемещения поршня насоса в цилиндре;

для крюка подъемной системы — допустимыми скоростями
движения бурильной колонны в скважине и мощностью подъ-
емного механизма.

Наряду с основными движениями осуществляются вспомо-
гательные: свинчивание и развинчивание замковых соединений
колонны, закрепление ее в роторе, установка извлеченных из
скважины бурильных труб и подтаскивание и спуск их ббратно
в скважину. Для рационального использования буровой уста-
новки и определения ее технических показателей необходимо
знать скорости движения основных элементов.

Кинематические связи между основными исполнительными
механизмами: приводными двигателями, крюком, столом ро-
тора и поршнями насосов — важнейший элемент при разра-
ботке эскизного проекта буровой установки. Для наивыгодней-
шего использования мощности и обеспечения эффективности
бурения необходимо установить скорости движения, предёлы
их регулирования и величины путей перемещения при наибо-
лее простых кинематической схеме и конструкции проектируе-
мой установки.

Сначала намечают кинематическую структуру буровой уста-
новки, т. е. совокупность устойчивых кинематических связей
между источниками движения и исполнительными механиз-
мами, обеспечивающих цельность и сохранение основных кине-
матических свойств при различных внутренних и внешних из-
менениях.

Кинематические связи могут быть внутренними и внешними.
Внутренняя кинематическая связь — это кинематическая связь
исполнительных механизмов между собой, определяющая ха-
рактер их движения (вращательное или поступательное). Ско-
рость движения исполнительного механизма внутренняя кине-
матическая связь не определяет. Внешняя кинематическая
связь — это кинематическая связь исполнительных механизмов
с источником движения. Она определяет скорость и направле-
ние движения исполнительного механизма. Внешняя кинемати-
ческая щепь соединяется с внутренней через любое промежу-
точное звено внутренней кинематической цепи, называемое ве-
домым звеном цепи привода.

Для того чтобы разработать кинематику буровой уста-
новки, сначала разрабатывают структурную, а затем конструк-
тивную кинематические схемы.

Кинематическая структурная схема — кинематическая мо-
дель буровой установки, в которой устанавливается взаимное
расположение звеньев, органов настройки и их связей. Она не
определяет, какими средствами должно быть реализовано то
или иное движение и его скорость.

Кинематическая конструктивная схема является кинемати-
ческой моделью буровой установки, в которой указывается, ка-
кими средствами реализуется движение того или иного звена
с соблюдением размеров и форм, при изменении которых из-
меняются положения, скорости и ускорения отдельных элемен-
тов системы. На кинематической схеме указывается все, что
необходимо для изучения движения.

Кинематическая конструктивная схема буровой установки
показана на рис. III.7, а. На рис. III.7, б приведена структур-
ная схема буровой установки с приводными двигателями, сбло-
кированными между собой и образующими групповой силовой
привод основных исполнительных механизмов — ротора, насо-
сов и лебедки.

На структурную схему наносят условные изображения ее
отдельных звеньев и элементов в виде ромбо’в, квадратов, ок-
ружностей или других фигур, а их кинематические связи изо-
бражают пунктирными линиями. На структурной схеме
(рис. III.7, б) постоянные звенья кинематической системы изо-
бражены ромбами (с постоянным передаточным отношением
ип), подвижные звенья, называемые органами настройки (с пе-
ременным передаточным отношением иу), — также ромбами.
Приведенная на схеме буровая установка имеет один источник
движения, состоящий из трех двигателей 11, сблокированных
общей трансмиссией 15, и три кинематические группы: ротор 2,
лебедку 4 с талевой системой 3, на которой через крюк подве-
шена бурильная колонна с долотом 1. Эти группы составляют
общую кинематическую группу.

Талевая система также может служить органом настройки
uVT — звеном, изменяющим вращательное движение каната при
намотке на барабан на поступательное движение с крюком.
Ротор и лебедка имеют свои постоянные звенья ипр 6 и ипл 5 и
общий орган настройки иулр 7, которым производится кинема-
тическая настройка на заданную скорость и направление дви-
жения исполнительных механизмов (ротора и лебедки). Орган
настройки 7 (коробка перемены передач) приводится во вра-
щение от источника движения И общей кинематической свя-
зью, включающей: орган настройки uVTT — турботрансформатор
Ю и постоянное звено иплр— цепные передачи 8 и 9 с постоян-
ными отношениями.

Привод насосов 14 представляет собой раздельную кинема-
тическую группу, которая приводится от общего источника дви-
жения 11 и органа настройки uVTT 10 через постоянные звенья
мпп — цепные трансмиссии 12 и 13. В буровых установках с ин-
дивидуальным приводом исполнительных механизмов (ротор,
лебедка, насосы) имеются только обособленные кинематиче-
ские группы и общая их структура и кинематическая схема
значительно проще, чем в установках с групповым приводом.
Рис. III.17. Кинематическая а и структурная б схемы буровой установки
Кинематическая настройка буровых установок осуществля-
ется периодически в зависимости от изменения режимных ус-
ловий бурения. Обычно в буровых установках применяют два-
три органа настройки: коробку передач привода uv лр ротора и
лебедки, талевую систему мут и турботрансформаторы муТт
привода насосов и лебедки. Кинематическая настройка уста-
новки в основном сводится к определению параметров органа
настройки, при помощи которых удается достигнуть нужных
скоростей перемещения конечных звеньев цепи. Эти перемеще-
ния называют расчетными перемещениями и определяют их
в зависимости от различных факторов — массы поднимаемой
бурильной колонны, требуемой частоты ее вращения, скорости
подачи долота и др.

После этого составляют формулу настройки каждого ор-
гана

n2UnuV = nv

где мп — передаточные отношения соответственно постоянных
звеньев кинематической цепи и органа настройки; щ, и п2 —
частоты вращения источника движения и исполнительного
звена.

После установления законов основных движений, определе-
ния частот вращений и скоростей движения конечных звеньев
кинематических цепей приступают к разработке кинематиче-
ской схемы буровой установки.

Общие требования к кинематической схеме буровой установки

Разработка кинематической схемы — одна из начальных ста-
дий проектирования буровой установки.

Разрабатывают несколько вариантов кинематических схем.
Разработанные варианты должны быть всесторонне рассмот-
рены и оценены их преимущества и недостатки, так как некото-
рые из вариантов могут привести к конструктивным решениям,
неравноценным в эксплуатационном и технологическом отно-
шениях, хотя сами кинематические схемы будут обеспечивать
необходимые скорости и перемещения конечных звеньев. На
выбор кинематической схемы влияют технологические возмож-
ности завода-изготовителя, унификация и использование имею-
щихся готовых механизмов. На основе анализа всех данных
создают кинематическую схему, наиболее полно удовлетворяю-
щую всем требованиям.

В каждой буровой установке должны быть три основные
кинематические цепи: подъемного механизма, привода ротора
и привода насосов. В совокупности эти цепи образуют кинема-
тическую схему всей установки. Одни цепи в зависимости от
характера работ и назначения установки должны допускать
временную (привод ротора от вала лебедки) или постоянную

3 Заказ № 1379	65
связь между собой, другие (насосы и лебедка) могут по-
стоянно оставаться независимыми одна от другой. При оценке
различных вариантов схем по признаку их сложности сле-
дует учитывать степень механизации и автоматизации про-
цессов.

Кинематическая схема буровой установки должна удовлет-
ворять общим требованиям: 1) обеспечению необходимого диа-
пазона регулирования и изменения скоростей движения ротора,
подъемного комплекса и насосов; 2) обеспечению регулирова-
ния скоростей подъема и спуска колонны бурильных труб при
наименьших затратах времени.

Степень сложности кинематической схемы оценивается со-
поставлением, причем в качестве критериев могут быть вы-
браны следующие: 1) число элементов, входящих в кинемати-
ческую схему установки (валы, клиноременные, цепные и зуб-
чатые передачи, подшипники, муфты сцепления, блоки талевой
системы), число слоев намотки каната на барабан лебедки;
число трубопроводов, распределительных органов пневмоси-
стемы управления, число органов управления; 2) число срав-
нительно сложных в изготовлении или сборке элементов
(редукторы, коробки передач, фрикционные муфты); 3) распо-
ложение валов; предпочтительно такое расположение, при кото-
ром их оси параллельны и находятся по возможности в одной
плоскости или с небольшими углами наклона передач; следует
избегать применения вертикального расположения цепных и
клиноременных передач; допускается также взаимно перпен-
дикулярное расположение валов с коническими зубчатыми пе-
редачами.

Для облегчения физического труда рабочих и сокращения
времени проходки скважин необходимо рассматривать техни-
ческую и экономическую целесообразность степени механиза-
ции. Надежность работы отдельных агрегатов и элементов
буровой установки следует оценивать с учетом не только воз-
можности отказов, но и наличия дублирующих цепей, обеспе-
чивающих бесперебойную работу.

Разработка кинематических схем
буровых установок

Число факторов, влияющих на структурные схемы буровых ус-
тановок, ограничено, поэтому при разработке их могут быть
использованы некоторые общие рекомендации.

1.	Выбор минимального числа передач. Кинематическая
цепь содержит тем меньше передач, чем меньше отличаются
частоты ее ведущего и ведомого звеньев. Для уменьшения ре-
дукции при механических трансмиссиях целесообразно в буро-
вых установках применять приводные двигатели средних час-
тот вращения. Наиболее подходящие, как установлено прак-
тикой, двигатели с частотами вращения 900—1200 об/мин, при
использовании турботрансформаторов в передачах — двигатели
с частотами до 1600 об/мин. Применение двигателей с более
высокой частотой вращения усложняет кинематическую схему
и конструкцию, с меньшей частотой вращения — значительно
увеличивает массу силовой части установки и ухудшает ее ди-
намику, надежность и долговечность.

На рис. III.8 приведены кинематические схемы двух буро-
вых установок с разными силовыми приводами. В варианте на
рис. Ш.8, а применены двигатели с частотой вращения пд=
= 1150 об/мин и с редукторами, понижающими частоту враще-
ния валов блокирующей передачи до 750 об/мин. Так как эти
зубчатые редукторы изменяют направление вращения ведомых
валов и оно не соответствует требуемому для лебедки и ро-
тора, то в кинематическую цепь привода агрегатов для измене-
ния направления вращения введен дополнительный вал еще
с одной зубчатой передачей.

В варианте на рис. III.8, б применены двигатели с частотой
вращения пд= 1600 об/мин с турботрансформаторами, снижаю-
щими рабочую частоту вращения валов блокирующей транс-
миссии до 1000 об/мин, но не меняющие направления враще-
ния и обеспечивающие ее регулирование в широком диапазоне.
За счет регулирования частот вращения ДВС по схеме на
рис. Ш.8, а могут быть получены частоты вращения трансмис-
сий в 1,3—1,4 раза меньше указанных. При применении в при-
воде турботрансформатора (рис. Ш.8, б) частоты вращения
валов трансмиссий могут снижаться за счет как диапазона ре-
гулирования, так и изменения частот вращения двигателя. До-
пустимый диапазон регулирования зависит от к. п. д. турбо-
трансформатора. Для длительной работы при к. п. д. = 0,7—0,8
передаточное отношение можно принимать итг~ 1,6-е-2,5.

В табл. III. 1 приведен сравнительный анализ этих двух
схем. Как видно из этой таблицы, в приводе барабана лебедки
по схеме на рис. Ш.8, а валов и передач на четыре больше,
чем по схеме на рис. Ш.8, б. В то же время по схеме на
рис. III.8, а обеспечиваются только четыре ступени частоты
вращения барабана лебедки, а по схеме на рис. Ш.8, б можно
получить шесть частот вращения барабана при меньшем числе
передач и валов, участвующих в работе. Аналогичная картина
получается и с приводом ротора.

При выборе двигателя следует считаться с наличием выпус-
каемых двигателей, их характеристикой, стоимостью, моторе-
сурсом и учитывать, что габариты и масса двигателей тем
больше, чем меньше при одной и той же мощности его частота
вращения.

2.	Рациональное разложение общего передаточного отноше-
ния на частные. Из всех возможных вариантов наиболее вы-
годным в конструктивном отношении является такое разложе-
ние передаточного отношения, при котором наибольшее замед-
Рис. 111.8. Кинематические схемы
буровых установок:

а — неудачная: б — удачная; 1 — силовой
агрегат с ДВС; 2 — суммирующий редук-
тор группового привода; 3 — коробка пе-
редач; 4— лебедка; 5 — ротор с транс-
миссией; 6 — вспомогательный тормоз:
7 — буровой насос; 8 — шинно-пиевмати-
ческая фрикционная муфта (ШПМ); 9 —
турботрансформатор; 10 — регулятор по-
дач; 11 — датчик подачи
Б

ф___JO
Таблица II1Л Сравнительный анализ двух схем приводов лебедок

Кинематическая цепь привода	Вариант схемы	Число передач, участвующих в работе			Число		
		зубчатых	клино- ремен- ных	ХНН11ЭЙ	i валов	ступеней частот	вращения |
Барабана лебедки от двух	Рис. Ш.8, а	3	1	7	8	4	
двигателей	Рис. Ш.8, б	1	—	7	7	6	
Бурового насоса от двух	Рис. III.8, а	3	2	—.	6	1	
двигателей	Рис. Ш.8, б	1	2	—	4	1	
Ротора от первого двига-	Рис. III.8, а	2	—	7	7	3	
теля	Рис. Ш.8, б	1	—	6	6	3	

ление вращения приходится на конечные звенья кинематиче-
ской цепи. Поскольку общее передаточное отношение

M=M1U2U3. . . Uk,	(III.l)

то целесообразно соблюдать условие

и1<и2< . . . <uk.	(III.2)

Это правило основано на том положении, что размеры де-
талей механизмов кинематической цепи, передающей мощность
N, по мере уменьшения частоты вращения п (в об/мин) увели-
чиваются. Например, диаметры валов обратно пропорцио-
нальны модули зубчатых колес при прочих равных усло-
виях и габариты зубчатых колес обратно пропорциональны
Габариты клиноременных и цепных передач обратно пропор-
циональны п, диаметры рабочих колес турбомуфт и турбо-
трансформаторов обратно пропорциональны .

Влияние расположения передач в кинематической цепи на
размеры деталей механизмов можно достаточно просто опре-
делить в каждом конкретном случае. Если различие в переда-
точных отношениях невелико, то порядок их расположения
большой роли не играет и обусловливается конструктивными
соображениями. При разработке кинематических схем буровых
установок следует иметь в виду, что размеры конечных звеньев
зависят от требований технологии бурения (диаметр отверстия
ротора, канатоемкость барабана лебедки и др.), а также час-
тоты вращения валов отдельных механизмов.

3.	Распределение частот вращения исполнительных меха-
низмов. При разработке кинематических схем коробок передач
буровых установок разбивку передаточных отношений можно
осуществлять различными способами, однако во всех случаях
следует придерживаться определенной структуры. Наиболее
рациональная закономерность — геометрическая прогрессия.
Определение передаточных отношений механизмов

При разработке кинематических схем необходимо предвари-
тельно установить величины передаточных отношений и взаим-
ное расположение валов, затем произвести ориентировочный
прочностной расчет передач, после чего следует откорректиро-
вать полученные результаты. Сначала задаются частотами вра-
щения конечных звеньев кинематической цепи: буровых насо-
сов, лебедки и ротора. Затем выбирают двигатели и устанав-
ливают частоты вращения валов трансмиссии.

Валы буровых насосов имеют одну или две ступени частоты
вращения. При выборе кинематической цепи привода насоса
сначала устанавливают общие передаточные отношения пере-
дач:

«12 = «д/«н = Ю -т- 20.	(Ш.З)

Обычно выбирают две-три ступени передач. При двухсту-
пенчатой передаче в первой ступени обычно применяют цепную
или клиноременную передачу с передаточным отношением
U12C4. Вторая ступень зубчатая, реже цепная, с передаточ-
ным отношением «з^б, размещается в корпусе насоса.

При трехступенчатой передаче первая ступень обычно гид-
равлическая, реже зубчатая, с передаточным отношением Щг —
— 1,34-1,8; часто применяют и цепные передачи. Остальные сту-
пени аналогичны двухступенчатой передаче.

При разработке кинематической цепи привода лебедки сна-
чала выбирают число и структуру частот вращения подъемного
вала. Если лебедка и ротор приводятся от одной общей ко-
робки передач, то структуру частот вращения выбирают такой,
чтобы удовлетворить техническим требованиям лебедки и ро-
тора. После этого устанавливают передаточные отношения
между подъемным валом пл и ведущим валом пд. Пределы
передаточных отношений для различных буровых установок
довольно широкие:

при низшей частоте вращения плн

«дли ~ «д/«ли — 15 4- 60;	,	(III.4)

при высшей частоте вращения плв

«длв = «д/«лв = 24 6.	(111 • 5)

Меньшие значения соответствуют низкочастотным и мощ-
ным двигателям и высокочастотным лебедкам; большие значе-
ния соответствуют высокочастотным двигателям и низкочас-
тотным лебедкам.

Для установления предварительных значений передаточных
отношений можно использовать аналитический или графоана-
литический способ. Последний значительно проще и нагляднее,
позволяет быстрее отыскивать возможные варианты решения
и уменьшает вероятность ошибок по сравнению с аналитиче-
ским.

Рассмотрим графоаналитический способ определения пере-
даточных отношений. По этому способу последовательно ис-

пользуют графики частот вращения (рис. ПГ.9) н структурную
сетку (рис. III.10), например, четырехступенчатого пятиваль-
ного привода буровой лебедки. Структурная сетка необходима
для выявления возможных вариантов (последовательностей)
переключений передач и выбора передаточных отношений;

при помощи графика частот вра-
щения устанавливают величины
передаточных отношений. Гра-
фик частот вращения указывает,
как  осуществляются переключе-
ния коробки передач для полу-
чения всех частот вращения.

График частот вращения со-
стоит из ряда параллельных пря-
мых /—V, наносимых на произ-
вольных равных расстояниях;
каждая прямая соответствует од-
ному валу механизма, следова-
тельно, число этих прямых равно
числу валов механизма. На каж-
дой прямой отмечаются точками
частоты вращения п соответствующего вала при всех возмож-
ных переключениях передач. Положение каждой точки опреде-
ляется ее абсциссой, откладываемой от произвольно выбран-
ного начала координат. Любая перпендикулярная к прямым
I—V линия пересекает их в точках, изображающих одну и ту
же частоту вращения.

Для геометрических рядов частот вращения будет справед-
ливо равенство

lg|if!i+i— lg ni = 1g ф = const,	(Ш.6)

где rii, rii+i — частоты вращения предыдущего и последующего
валов; <р — знаменатель геометрической прогрессии ряда после-
довательностей частот вращения.

Если на прямых графика откладывать частоты вращения
в логарифмическом масштабе, то расстояния между соседними
точками, обозначающими различные частоты вращения вала,
соответствующего этой прямой, будут равны между собой. Если
структурный ряд частот вращения образуется геометрическим
рядом, то расстояние между соседними точками равно 1g <р
(точки на прямых графика частот вращения обозначены вместо
lg rii просто nt).

Луч, соединяющий какую-либо точку частоты вращения од-
ной прямой графика с точкой другой прямой, символически изо-
бражает определенную передачу (зубчатую, цепную, клиноре-
менную) между теми двумя валами установки, которым на
графике отвечают эти две связанные лучом прямые, и одновре-
менно величину передаточного отношения этой передачи. Дей-
ствительно, если расстояние между точками п\. и п2, отсчиты-
ваемое вдоль прямых графика, равно х делениям, то

Igrta — lgni = xlgw> Т. е. u21 = n2/nt = ф*.	(Ш.7)

Очевидно, что х>0, если /г2>«1.; х<0, если n2<«i- Значения
rii принято откладывать слева направо, поэтому u21 = njn-i. = <р*,
если точка п2 (для ведомого вала) лежит правее точки nif и
u21 = n2/«i = ф-ж, если точка п2 лежит левее точки п\.

График частот вращения позволяет установить ряд основ-
ных признаков, характеризующих кинематическую схему ме-
ханизма, кроме того, передаточные отношения всех передач и
частот вращения валов при всех возможных переключениях ко-
робки передач. График указывает также на способ получения
всех частот вращения вала V и на порядок переключений. Из
графика видно, что

м51 =	Л52 =

n55 = niU!U2U4U9;	Пб6 = niUiUaUsUn,

(III.8)

т. e. основными являются группы передач щ и и2 между ва-
дами /, //, ///; «з, и «з между валами III и IV. Структура
частот вращения вала V несколько отличается от геометриче-
ского ряда, так как расстояния между n5L и п52, П53 и n5i и т. д.
не равны между собой (см. рис. Ш.9). Очевидно, что те же
частоты вращения вала V можно получить и при других зна-
чениях передаточных отношений. Составляют несколько таких
вариантов и выбирают наилучший в конструктивном и кине-
матическом отношениях.

Как видно, приведенный вариант не очень удачен, так как
передаточные отношения между валами II и III слишком боль-
шие, что вынудило применить между валами III и IV повыша-
ющую передачу, а это не всегда целесообразно.

Структурная сетка используется при разработке или ана-
лизе кинематических схем, выявлении возможных вариантов
переключения передач и выборе относительных величин пере-
даточных отношений в механизмах с КПП. Структурная сетка
внешне отличается от графика частот вращения (рис. Ш.9)
тем, что на нем наносятся знаменатели прогрессии ряда частот
вращения валов. На рис. Ш.10 приведена структурная сетка
пятивального механизма того же, что и на рис. III.9. Структур-
ная сетка позволяет решить вопрос о возможности конструк-
тивного осуществления механизма с кинематической схемой
при намеченном порядке переключений передач и выбранном
соотношении передаточных отношений Umax/“min- Например,
если бы было нельзя осуществить конструктивно КПП по схеме
рис. Ш.9, то ее нельзя было бы осуществить и по другой
схеме, так как отношение «max/Unnn постоянно.

Структурную сетку строят следующим образом: на график
наносят на равных расстояниях параллельные линии I—V. За-
тем середины линий I и II соединяют прямой, так как валы I
и II имеют постоянные частоты вращений щ и п2. Между ва-
лами III и IV имеются три передачи, и на валу IV может быть
осуществлено три ступени частот вращения n41, п42 и п43 со зна-
менателями прогрессии ф1 = п42/«41. Величина <pi откладывается
влево, точки м3 и п42 соединяются вертикальным отрезком, а ве-
личина знаменателя прогрессии фг=«4з/«42 откладывается
вправо от точки п42 до точки «43.

Валы IV и V соединены двумя передачами, и на валу V мо-
жет быть получено шесть частот вращения. От перпендикуля-
ров, опущенных из точек n4i, п42 и п43 на линию вала V, откла-
дываются влево и вправо величины знаменателей прогрессии
фз, ф4 и ф5. В результате на линии вала V получаем шесть то-
чек П51, «52, • •«56, которые соединяются с точками п41, п42 и
п43. Расстояния между точками п5), п52,  .., п55 будут равны
знаменателям прогрессии ступеней частот вращений вала V.

Фб1 = «52/«51i Фз2 ~ И5з/И52> q>53 = П54/П53; Ф54 = «5б/«54> ф5В = П5в/Пвв.

Величины ф откладываются по горизонтали по логарифми-
ческой сетке. Если бы кинематическая схема рассматриваемой
установки была выполнена по геометрическому ряду, то значе-
ния

Ф51 = Ф52= • • • = Ф55 = const.	(Ш.9)

Из рассмотрения структурной сетки видно, что: механизм
создает шесть ступеней частот вращения на последнем ведомом
валу при постоянной частоте вращения первого ведущего вала;
механизм — пятивальный с двумя постоянными передачами и
двумя группами передач, причем первая из них, считая от на-
правления передачи движения, состоит из трех ступеней, а вто-
рая— из двух; для первой группы передач общее передаточ-
ное отношение u=<pi<p2, а для второй группы передач общее пе-
редаточное отношение и = Ф51Ф52Ф53Ф54Ф55; Для геометрического
ряда было быи = ф,-1, где k — число ступеней.

Из изложенного можно сделать заключение, что для опре-
деления передаточных отношений щ установки следует:

1)	построить варианты структурных сеток, соответствующих
намеченной структурной формуле;

2)	определить для каждой из сеток диапазон регулирова-
ния R— (птах/Ялнп)тах, установив, какой из них удовлетворяет
требуемым условиям, т. е. для каких вариантов возможно осу-
ществление проектируемого механизма;

3)	построить график частот вращения для выбранного Ва-
рианта, руководствуясь предельно допустимыми передаточ-
ными отношениями; этот график даст окончательные абсолют-
ные значения передаточных отношений всех механизмов уста-
новки.

§ 4. ПРИНЦИПЫ РАСЧЕТА ЭЛЕМЕНТОВ

БУРОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ

Буровое оборудование относится к категории машин, в кото-
рых нагрузки и время их действия — случайные величины. Рас-
четы элементов бурового оборудования ведутся по условно
принятым величинам нагрузок, продолжительности .и характеру
их действий, а расчеты на прочность и долговечность элемен-
тов— по общепринятым методам с учетом специфических осо-
бенностей, выявленных многолетней практикой. В зависимости
от характера действия нагрузок буровое оборудование рассчи-
тывается на статическую прочность и выносливость.

Принципы расчета на статическую прочность

В качестве исходной максимальной расчетной нагрузки прини-
мают:

для подъемного комплекса — максимальную вероятную на-
грузку на крюке, превышающую прочность на разрыв подни-
маемой бурильной колонны или составляющую 0,8 наибольшего
веса обсадной колонны;
для механизмов вращения бурильной колонны — йаиболь-
ший вероятный крутящий момент, равный разрушающему мо-
менту кручения применяемых для данной установки бурильных
труб;

для циркуляционной системы — наибольшее давление, необ-
ходимое для восстановления и обеспечения циркуляции, огра-
ничиваемое предохранительным клапаном.

При расчете на статическую прочность на стадии конструи-
рования должно соблюдаться условие, при котором запас на
статическую прочность

SSsRJP,	(ШЛО)

где 7?н — вероятная несущая способность конструкции на рас-

Рис. 111.11. График, отражающий влияние соотношения вероятных прочно-
сти и нагрузки на риск отказа:

а — риск отказа существует; б —риск отказа минимален; / —вероитная нагрузка; 2 —

^вероятная прочность; SmaX и — максимальный и минимальный вероятный за-
пас прочности

конструкции, прочностными характеристиками материалов
и др.; Р — вероятная максимальная действующая нагрузка рас-
тяжения, сжатия, изгиба или кручения, определяемая услови-
ями эксплуатации.

Так как от величины коэффициента запаса прочности зави-
сят масса и стоимость изделия, то его величину следует выби-
рать в соответствии с условиями эксплуатации объекта. Боль-
шинство элементов бурового оборудования в процессе эксплуата-
ции теряет прочность по мере старения. Поэтому определение
статического коэффициента запаса прочности справедливо
только на стадии конструирования. Под прочностью объекта
понимают вероятность того, что его несущая способность будет
больше или равна некоторой величине, а под действующей на-
грузкой— только вероятность того, что она будет равна или
меньше некоторого значения, поэтому нельзя точно предска-
зать возможность разрушения.

На графике (рис. III. 11) показаны два варианта соотноше-
ний между нагрузкой и прочностью: если минимальная проч-
ность некоторых объектов ниже вероятных величин макси-
мальной нагрузки, в этом случае (рис. III.11, а) имеется риск
76
отказа; при минимальной вероятной прочности, которая вьШ1ё
вероятных значений максимальной нагрузки (рис. III.11, 6)s
вероятность отказа минимальна. Но далеко не для всех орга-
нов буровой установки должно соблюдаться это условие.

Для элементов подъемного комплекса условие минималь-
ного риска отказа должно соблюдаться. Так, для подъемных
комплексов вероятность безотказной работы трансмиссии, дви-
гателей, муфты включения может находиться в пределах 0,9—
0,99. Вероятность же безотказной работы элементов этой си-
стемы, разрушение которых может привести к человеческим
жертвам, должна быть >0,999, т. е. на порядок-два выше.

В то же время для ротора, насоса, трансмиссии привода
риск отказа может быть допущен. Например, требование «нор-
мативная вероятность безотказной работы не менее 0,7» для
этих агрегатов приемлемо, так как два-три отказа в десяти
случаях вызовут незначительные расходы на ремонт. Норма-
тивная вероятность безотказной работы отдельных элементов
должна назначаться из условий обеспечения не только техни-
ческих, но и экономически обоснованных требований безотказ-
ной работы всей системы за рассматриваемый период времени.

При выборе коэффициента запаса прочности необходимо
учитывать условия работы и старение объекта, так как коэф-
фициент запаса нового объекта будет значительно выше, чем
изношенного. Например, новые талевый канат, ствол и штропы
крюка и другие элементы имеют коэффициенты статического
запаса прочности значительно большие, чем бывшие в эксплу-
атации. При выборе коэффициента запаса прочности надо
учитывать и характер действия нагрузки. Так, для нового тале-
вого каната при динамических нагрузках в процессе спуско-
подъемных операций Smin = 3 (ОСТ 26-02-80—73), а при стати-
ческих нагрузках (спуск обсадных колонн) Smin = 2. В условиях
сложного напряженного состояния коэффициент запаса проч-
ности выбирается по отношению к приведенным напряжениям,
определяемым по одной из теорий прочности.

В расчетах элементов конструкций бурового оборудования,
находящихся под действием сил, которые вызывают сложное
напряженное состояние материалов, могут использоваться раз-
личные теории прочности в зависимости от характера действия
нагрузок и свойств материалов. Большая часть материалов
имеет прочность, возрастающую по мере перехода из области
растяжения в область сжатия; особенно это проявляется при
работе деталей в агрессивных средах при коррозии материа-
лов.

Для наглядности на рис. III. 12 приведена сравнительная
диаграмма областей допустимых предельных напряжений для
двухосных напряжений по различным теориям прочности. Мно-
гие анизотропные материалы в среде сероводорода, например,
становятся хрупкими, и этот процесс идет более интенсивно при
поперечных напряжениях растяжения, чем при продольных.
При расчете бурового оборудования чаще используется тео-
рия наибольших касательных напряжений (Мора) с областью
допустимых напряжений, ограниченных линией 3 (рис. III.12).
В ряде случаев применяют энергетическую теорию прочности
(область допустимых напряжений ограничена эллиптической
кривой 4). Например, при расчетах бурильных и обсадных ко-
лонн, работающих в агрессивной среде, в частности, в среде,
содержащей сероводород, используют область, ограниченную
кривой 5.

Расчетные напряжения по теории наибольших касательных
напряжений:

(III. 11)

Lnax^on^V +т2-

Рис. Ш.2. Диаграмма напряжений при
растяжеиии-сжатии в двух направлениях
по различным теориям прочности:

1 — наибольших нормальных напряжений; 2 —
наибольших деформаций; 3 — наибольших ка-'
сательиых напряжений; 4 — напряжений по
энергетической теории при ц=“0,26 в воздухе;

5 — то же, в среде, содержащей сероводород

Приведенные напря-
жения по энергетической
теории прочности:

в области растяжения

(III. 12)

в области сжатия



°пр = 'У/°с +3x2 ^доп-

ан.13)

Здесь (Тдоп, о’пр допу-
стимое и приведенное на-
пряжения; Ор и Ос— на-
пряжения растяжения и
сжатия; ц—коэффициент
Пуассона; т —касатель-
ное напряжение.

Общий коэффициент

запаса прочности дета-

лей, в которых возникают нормальные о и касательные т на-
пряжения:	.jagS

s = s0 + sT/l/s2+s2,

(III. 14)

где Sa к Sx — коэффициенты запаса прочности по нормальным
и касательным напряжениям.

При определении несущей способности конструкции исходят
из нормативных пределов прочности или текучести материала.
В зависимости от материала детали, размеров и метода горя-
чей обработки фактическая прочность может значительно от-
личаться от нормативной, указываемой в справочниках для
различных материалов. Более точные данные о физико-механи-
ческих свойствах материалов можно получить из сертификатов
или результатов лабораторных испытаний.

Для определения коэффициента запаса прочности надо
знать фактическую несущую способность конструкции и веро-
ятную действующую нагрузку, которую следует принять за рас-
четную. Наиболее достоверные данные о прочности конструк-
ции можно получить при сопоставлении коэффициентов запаса
прочности рассчитываемого объекта и аналогичного объекта-про-
тотипа, прошедшего эксплуатацию в течение достаточного вре-
мени.

При расчетах на статическую прочность также можно опре-
делить степень риска, т. е. возможность попадания наиболее
слабой конструкции под наибольшую случайную нагрузку.

Для бурового оборудования коэффициент запаса прочно-
сти, отнесенный к пределу текучести ST, принимают в зависи-
мости от степени пластичности материала, характеризуемой от-
ношением предела текучести сгт к пределу прочности ов:

ат/ав ............................ 0,45—0,55 0,55—0,70	0,7—0,9

Зт ............................... 1,2—1,5	1,4—1,8	1,7—2,2

Коэффициент запаса по пределу прочности

SB = ST(aB/aT).	(III. 15)

При конструировании сложных объектов идеальным явля-
ется случай, когда все элементы конструкции равнопрочны, од-
нако это практически невозможно, и прочность конструкции
всегда определяет ее наиболее слабое звено.

Расчет на выносливость при переменных нагрузках

Если на деталь длительно действуют переменные (во времени)
нагрузки, то она может разрушиться при напряжениях, значи-
тельно меньших, чем предел прочности материала при статиче-
ском нагружении. Число циклов нагрузок, которое может вы-
держать материал до разрушения, зависит от уровня нагрузок
и времени их действия. При уменьшении напряжений число
циклов до разрушения увеличивается и при некотором невы-
соком уровне напряжений становится весьма большим. Способ-
ность материала сопротивляться действию переменных (во
времени) напряжений называется выносливостью. В отличие
от характеристик статической прочности, зависящих в основ-
ном от свойств материала, характеристики выносливости нахо-
дятся в тесной связи с размерами, формой, состоянием поверх-
ности и свойствами окружающей среды.

Разрушение в результате действия циклических нагрузок
называется усталостным и происходит в результате местного
накопления повреждений металла.

Усталостная долговечность — характеристика выносливости
материала — определяется числом циклов нагрузок, действую-
щих на образец перед разрушением. В зависимости от дейст-
вия различных факторов окружающей среды (коррозия, теп-
лота, влажность) и условий применения изделия (износ, кор-
розия, уменьшение размеров) предел выносливости его сущест-
венно меняется в процессе эксплуатации.

Четко выраженных пределов выносливости не существует
при контактных напряжениях, переменных нагрузках и повы-
шенных температурах, а также при работе деталей в коррози-
онных средах. В этих случаях пределы выносливости снижа-
ются с увеличением числа циклов нагружений.

В зависимости от характера действия переменных нагрузок,
стационарного циклического нагружения или переменных на-
грузок со случайным характером их действия запас выносли-
вости или ресурс объекта может быть исчерпан быстрее или
медленнее.

Действующие нагрузки могут иметь различные циклы: сим-
метричный— с напряжением от —оШах до +оШах; пульсирую-
щий— с напряжением от о = 0 до отах; асимметричный — об-
щий случай с напряжениями от±оа (здесь среднее напряжение
цикла (ffmax + ffmin)/2; ЭМПЛИТуда напряжений Оа= (Отах—
— 0min)/2; omax и omin — соответственно максимальное и мини-
мальное напряжения цикла).

. Величина 2па называется размахом колебаний напряжений
цикла; r=ffmin/ffmax — коэффициент асимметрии цикла. При
симметричном цикле г=—1, пульсирующем г = 0, асимметрич-
ном знакопеременном 0>г>—1, знакопостоянном 0<r< 1. Пре-
дел выносливости для симметричных циклов: при изгибе ст—i,
при кручении ti; для пульсирующих соответственно: о0, to-

В каждом из этих случаев при одном и том же уровне мак-
симальных нагрузок число циклов нагружений или срок службы
различны, т. е. долговечность объекта неодинакова. В зави-
симости от физико-механических свойств материалов и условий
работы (воздействие коррозии и теплоты) объект обладает
разным сопротивлением усталостному разрушению. Детали из
сталей низкой и средней прочности, работающие без воздейст-
вия агрессивной среды и теплоты и не изменяющие своих раз-
меров в процессе работы (например, валы, оси, шкивы), могут
быть отнесены к нестареющим объектам, обладающим неогра-
ниченным пределом выносливости, если циклические нагрузки,
переменные во времени, не превосходят предела выносливости.
Например, при оа^ст-1 при переменном изгибе aaNa== q-ino
(Na — число циклов нагружения при напряжении оя; No — ба-
зовое число циклов); при оа<о_1 число циклов N = oo.

Когда в период эксплуатации под действием внешних фак-
торов (воздействие коррозии, теплоты и износа) изменяется ус-
талостная прочность объекта (например, талевых канатов, бу-
рильных труб, штоков насосов, подшипников качения), т. е. он
стареет, предела выносливости не существует. В этом случае
долговечность зависит от темпа снижения прочности изделия,
ао
т. е. от его старения. Сопротивление усталости в этом случае
характеризуют пределом ограниченной выносливости для из-
гиба o-hVo, под которым понимают максимальное напряжение
цикла, соответствующее по кривой усталости определенному
базовому числу циклов No.

Кривую усталости аппроксимируют двумя наклонными пря-
мыми в двойных логарифмических координатах, описываемых
при Oa>ff-w0 уравнением o”Wa = <^1ЛГ^0,
а при Оа<о-шо — уравнением

Рис. III.13. Кривые долговечности при напряжениях, переменных во времени:
а — циклическая нагрузка постоянного уровня; б — случайный процесс изменения на-
грузки; 1 — вероятная прочность; 2 — постоянная вероятная прочность; 3 — снижающа-
яся вероятная прочность; 4 —наибольший уровень вероятной нагрузки; 5 —истинная
нагрузка, переменная во времени; 6 — эквивалентная расчетная нагрузка

Здесь гп, т\ и /п2 — показатели степени или тангенсы углов
наклона кривых усталости.

В практике расчетов нестареющих объектов можно исполь-
зовать коэффициент запаса по пределу выносливости

n0 = RJPn или па = ад/аа,	(Ш.16)

где и Рд—вероятная несущая способность по выносливости
и действующая циклическая нагрузка; од и аа — вероятный
предел выносливости детали и действующие напряжения, пе-
ременные во времени.

Коэффициент запаса па можно применять на стадии конст-
руирования для сравнительной оценки пределов выносливо-
сти проектируемого и существующего подобного объекта од-
нако он совершенно неприемлем для реальных условий эксплу-
атации стареющих объектов, так как не характеризует вероят-
ного срока службы или вероятности их отказа. Это положение
иллюстрируется зависимостью (рис. III.13, а) предела вынос-
ливости (линия /) от числа циклов нагружений N. По дости-
жении определенного предела нагрузки, соответствующего
пределу выносливости <тд (точка а), усталостное разрушение не
наступает, если за этот период не происходит потери прочно-
сти объекта (линия 2), т. е. старения.

Если с течением времени объект стареет, т. е. теряет свою
прочность (линия 3), то за все время его работы можно гово-
рить только об ограниченной долговечности, зависящей от
условия нагрузки, скорости старения и срока службы. При наи-
большем уровне переменной нагрузки (кривая 4) точка b ха-
рактеризует вероятную долговечность, а точка с — действитель-
ную. Ошибка &.N зависит от точности расчета, так как в пер-
вом случае расчет вели по наибольшей вероятной нагрузке,
а во втором случае долговечность соответствует какому-то
уровню, в котором изменение нагрузки во времени представ-
ляет собой стационарный случайный процесс, эквивалентный
действию всех нагрузок за время эксплуатации объекта. Эта
циклическая нагрузка постоянного уровня называется эквива-
лентной.

На рис. III. 13, б приведен график общего случая изменения
во времени переменной нагрузки (кривая 5) и показана веро-
ятная долговечность стареющего объекта (точка Ь). Действи-
тельная долговечность может быть меньше вероятной (точка
с) или больше (точка с'), так как в точке b наибольшая на-
грузка равна вероятной прочности.

Для расчетов вероятной долговечности элементов бурового
оборудования могут быть использованы метод эквивалентных
нагрузок или метод оценки долговечности по среднему коэф-
фициенту нагрузки [9, 19].

В расчетах на выносливость элементов по эквивалентным
нагрузкам истинная нагрузка Р заменяется эквивалентной Рэ
при базовом числе циклов нагружения No, соответствующем
условному установившемуся режиму с постоянным уровнем
циклической нагрузки. При этом последняя вызывает тот же
эффект воздействия на выносливость, что и истинные нагрузки
разного уровня.

При базовом числе нагружений Nq величины эквивалентных
нагрузок могут быть определены по уравнениям

P3 = k0P; M3~kaM,	(III. 17)

где kQ — коэффициент эквивалентности; Р и М — соответст-
венно сила и момент при режиме, принятом за расчетный.

Для определения эквивалентной нагрузки можно использо-
вать следующую методику. Все действующие циклические на-
грузки при соответствующих режимах Рх в зависимости от на-
работки Nx (показаны различной штриховкой на рис. III. 14)
располагаются в убывающем (или возрастающем) порядке, и
при этом наибольшая по величине нагрузка Ртах описывается
теми же монотонными закономерностями, что и последующие
нагрузки. Из расчета на выносливость исключаются кратковре-
менные максимальные нагрузки, если число их действия
Mnax^lO4, так как при таком небольшом числе циклон нагру-
зок они заметно не влияют на усталость.

Коэффициент эквивалентности



(III.18)

где Ртах—максимальная нагрузка, принятая за исходную при
расчете; Nx — наработка на соответствующей ступени нагрузки

Рис. II 1.14. Расчетный график приведения неустановившегося режима нагру-
жения к эквивалентному установившемуся:

/ — линия усталости нестареющего объекта; 2 — фактический режим действия цикличе-
ских нагрузок; 3 — эквивалентный расчетный режим

(А^ь N2, ..., Nv); No — наработка при базовом числе циклов
(точка а на рис. ГП. 14); т — тангенс угла наклона кривой ус-
талости (табл. III.2).

Оценка долговечности по среднему коэффициенту нагрузки
целесообразна для определения коэффициента запаса прочно-
сти в зависимости от вероятности риска отказа.

Так как прочность большинства объектов изменяется со
временем в процессе эксплуатации, то коэффициенты запаса
прочности применимы только на стадии проектирования, так
как они не характеризуют прочность в реальных условиях
в различные периоды эксплуатации. Часто эти коэффициенты
не указывают, принята ли в расчетах нормативная максималь-
ная или средняя вероятная нагрузка. Использование среднего
Таблица 111.2. Расчетные значения базового числа циклов No и показатели th

Рассчитываемый элемент (вид нагружения)	т	No	Предельные зна- чения коэф- фициента экви- валентности		
Валы, оси (изгиб, кручение, рас- тяжеиие-сжатие)	9	10’	0,5		•< i
Цепи втулочно-роликовые много- рядные	4	5-10»	0,4		1
Подшипники качения: шариковые роликовые	3 3,33	10»		k0z	5=0,6
Зубчатые передачи (контактная прочность)	3	1П,/НВфакт\3*  10’I		—I или  \HB2l5 ) .  107/НИСфакт\8* \HRC20 )	0,4		=g 1

* При < НВ 213 или < HRC 20 принимают Ng = 107 циклов.

коэффициента нагрузки позволяет получить более точное пред-
ставление о запасе прочности и риске отказа в различные пе-
риоды эксплуатации. Под этим коэффициентом понимают от-
ношение средней вероятной несущей способности /?Вн к средней
вероятной действующей нагрузке Рвя:

«си = Яви/^вд-	(III. 19)

Средние значения нагрузки определяют из условия, что если
средний коэффициент нагрузки 5сн=1.0, то за установленный
период работы половина всех объектов разрушится. Средний
коэффициент нагрузки можно найти из графика вероятных не-
сущей способности и нагрузки, нанеся средние значения и вы-
числив их отношения в зависимости от вероятности отказа. На
рис. III. 15 приведен для примера такой график. Коэффициенты
нагрузки и вероятность отказа непосредственно связаны. На
график наносят линии вероятности величины несущей способ-
ности RBU элемента больше установленного уровня х (линия /)
и вероятности величины нагрузки меньше уровня х (линия 2).
Здесь т-приближенный период повторения отказа; Q(t) — ве-
роятность отказа; х—уровень нагрузки или несущей способно-
сти. Отношение вертикальных отрезков alb определяет вели-
чину среднего коэффициента нагрузки Sсн» зависящего от час-
тоты отказов. Из графика видно, что вероятность встречи
нагрузки, которая превышает несущую способность, является
очень чувствительной функцией коэффициента нагрузки.
Для примера оценки величины среднего коэффициента
запаса рассмотрим режим нагружения подъемной системы бу-
ровой установки БУ-2500, для которой наибольшая допусти-
мая расчетная нагрузка на крюк составляет 1,4 МН. Норма-
тивный запас прочности при СПО бурильной колонны состав-
ляет 3. В этом случае вероятность возникновения отказа будет
при нагрузке 4,2 МН. Предельная прочность материалов, из
которых изготовлены элементы подъемной системы, обычно на
15—20 % выше нормативной прочности, принимаемой при рас-

Рис. 111.15. График определения среднего коэффициента нагрузки

чете. Отказ всей конструкции будет находиться в области на-
грузок 5 МН.

Однако, рассматривая режим эксплуатации буровой уста-
новки, видим, что она при коэффициенте использования ka=
= 0,65 около 35 % срока службы находится в монтаже-демон-
таже и транспортировке или в ожидании бурения и в этот пе-
риод подвергается нагрузкам только от собственного веса.
В период проходки скважины подъемная система подвергается
следующему режиму нагружения: при бурении скважины 20—
25 % времени на крюк действуют нагрузки 0,07—0,9 МН со
средним значением 0,5 МН; при СПО 15—20 % времени на-
грузки на крюк изменяются от 0,07 до 1,3 МН со средним зна-
чением 0,7 МН. Наибольшие нагрузки от веса бурильной или
обсадной колонны возникают к концу бурения скважины.

Если за 10-летний срок службы буровая установка пробу-
рит 100 скважин и нагрузки от затяжек и прихватов буриль-
ных колонн возникнут 1—2 раза за время бурения каждой
Рис. Ш.16. Зависи-
мость вероятности
отказа (?«) от сред-
него коэффициента
нагрузки SCh

скважины, то наибольшим нагрузкам подъёмная система под-
вергнется 100—200 раз за срок службы. Если учесть, что
подъем и спуск ненагруженного элеватора и время установки
свечей, когда на крюк действует вес одной свечи (до 10 кН),
занимают до 30 % времени СПО, то средняя вероятная на-
грузка на подъемную систему будет 0,4—0,5 МН. Таким обра-
зом, средний коэффициент нагрузки 5сн = 5,0/0,5= 10.

Исследования случаев большой долговечности различных
машин показывают, что у большинства долговечных объектов
средний коэффициент нагрузки равен приблизительно 8 и чем
больше значение этого коэффициента, тем вероятность отказов
меньше. Типичная зависимость вероятности
отказа Qw от среднего коэффициента на-
грузки Sca показана на рис. III. 16.

Для стареющих элементов буровых ус-
тановок величину среднего коэффициента
нагрузки следует выбирать так, чтобы по-
казатель безотказности P(t) был близок
к 0,9 для установленной вероятности безот-
казной работы данного изделия, так как
более высокие значения обеспечить очень
сложно. Для случаев отказов большого
числа изделий применимо статическое оп-
ределение надежности, так как измеренная
статическая надежность совпадает с вели-
чиной измеренного риска встречи отказа.
Поэтому в технических условиях на обору-
дование следует указывать, что и вероят-
ность встречи отказов одного элемента

в заданных условиях работы в течение требуемого срока ра-
боты (долговечности) не должна превышать один на 10, один
на 100 и более случаев.	J

§ 5.	ПРИМЕНЕНИЕ ЭЛЕКТРОННЫХ ЦИФРОВЫХ

ВЫЧИСЛИТЕЛЬНЫХ МАШИН (ЭЦВМ) ПРИ РАСЧЕТЕ

И'[ПРОЕКТИРОВАНИИ БУРОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ

В практике конструирования бурового оборудования все шире
применяют электронные цифровые вычислительные машины
(ЭЦВМ), значительно ускоряющие процесс разработки новых
конструкций. При этом ЭЦВМ используют в зависимости от их
типа, возможностей проектной организации и тех целей, кото-
рые она перед собой ставит.

В настоящее время представляется возможным выделить
четыре группы задач, которые целесообразно решать с помо-
t щью ЭЦВМ, а именно:

1)	многовариантные оптимизационные расчеты, т. е. рас-
четы по сложным формулам, когда требуется получение более
точных результатов, чем это можно получить при «ручных»
расчетах по приближенным формулам;

2)	проверочные расчеты деталей и сборочных единиц, кото-
рые могут выполняться также без применения ЭЦВМ, но при-
менение машин экономит время;

3)	проверочные и проектировочные расчеты по специально
разработанным методикам;

4)	автоматизированные системы проектирования (САПР)
бурового оборудования.

Вторая и третья группы задач решаются во многих органи-
зациях. Первая группа задач более сложная и доступна го-
раздо меньшему кругу организаций. Работы по автоматиче-
скому проектированию бурового оборудования начаты в специ-
ализированных организациях. Например, разработана система
автоматического проектирования буровых долот. Проверочные
расчеты деталей и сборочных единиц по существующим мето-
дам с использованием ЭЦВМ применяют довольно широко и
используют готовые отработанные методики; составление по
ним программ не представляет большой трудности. Однако
практика показала, что во многих случаях программы гро-
моздки и неэффективны, так как они требуют высокой степени
формализации всех понятий и операций.

Первая и третья группы задач могут рассматриваться как
ступени, ведущие к довольно перспективному машинному про-
ектированию. Методики проверочных и проектировочных рас-
четов характеризуются большой общностью, что позволяет по
одной программе рассчитывать конструкции одного класса.
Современные ЭЦВМ открывают большие перспективы для оп-
тимизации технических решений и позволяют использовать ма-
тематическую теорию планирования эксперимента, в резуль-
тате чего можно получить необходимые экспериментальные
данные с минимальными затратами средств и времени при ис-
следовании сложных технических систем.

Если программы предполагают использовать в САПР, то
должна быть предусмотрена возможность их «стыковки», чтобы
можно было рассчитывать и оптимизировать сложные конст-
рукции, включающие различные сборки. При машинном про-
ектировании невозможно заранее предусмотреть все варианты
поиска оптимального решения. В связи с этим важную роль
приобретает режим диалога человек — машина.

ЭЦВМ выдает на дисплей или в печать ту или иную инфор-
мацию, а человек после ее анализа вводит дополнительные
данные и определяет направление дальнейшего решения. На-
пример, при расчете валов на основании выданных минималь-
ных запасов прочности конструктор может при необходимости
изменять конструктивные размеры вала, материал, термообра-
ботку и т. д. После этого машина вновь считает слабое сечение
и т. д. Режим диалога можно использовать при определении
параметров подъемного механизма буровой установки. Следует
иметь в виду, что применение ЭЦВМ может дать значительный
эффект, так как позволяет ускорить проектирование в 7—10
раз и повысить качество проекта за счет выбора оптимального
варианта. При «ручном» проектировании сложных конструк-
ций затраты на выбор оптимального решения растут с увели-
чением сложности конструкций.

При САПР выбирают оптимальные конструктивные реше-
ния, после чего разрабатывают и выдают в готовом виде всю
проектную документацию. Примерная блок-схема процесса син-
теза оптимальной конструкции приведена на рис. III.17.

Отметим, что проектировочные расчеты имеют интенсив-
ный характер и выполняются многократно, как правило, за-
дачи проектирования являются многокритериальными. Поэтому
ЭЦВМ разрабатывает не один, а ряд допустимых вариантов
конструкций (при которых все критерии оптимальности имеют
действительные значения), выбор же окончательного решения
остается за человеком. Создание САПР — достаточно сложная
проблема, так как она связана с решением задач методологии,
организации и технического обеспечения. В современных ЭЦВМ

Рис. Ш.17. Блок-схема процесса синтеза оптимальной конструкции
88
системы ЁС предусмотрены дисплей, даюгцие возможность
оператору работать со всеми видами графической и другой ин-
формации в режиме диалога. Работы в области автоматизации
проектирования бурового оборудования ведут в ОКБ Волго-
градского завода буровой техники. Разработанные программы
уже сейчас широко используют при расчетах и проектировании.

Рассмотрим один из возможных вариантов подхода при ав-
томатизированном проектировании. Вначале на экран дисплея
выводят ряд возможных схем прототипов конструкций, напри-
мер коробки перемены передач лебедки или ротора, привода
насоса, из которых конструктор должен выбрать с помощью
ЭЦВМ один или несколько вариантов для дальнейшей прора-
ботки. При поиске варианта, по существу, решаются главные
вопросы, касающиеся выбора рациональной схемы конструк-
ции и действия сил, компоновки передач, расположения валов,
формы деталей и т. д. Далее на экран дисплея с помощью све-
тового пера или клавиатуры вызывается первый выбранный
для разработки вариант конструкции в увеличенном масштабе
с большими подробностями.

В ЭЦВМ вводят исходные данные и ведут расчет в автома-
тическом режиме. В первую очередь рассчитывают и оптими-
зируют передачи и их основные параметры. Например, опти-
мизируют разбивку общего передаточного отношения по сту-
пеням или передачам. Оптимизация может выполняться по
различным критериям — габаритам, массе, стоимости. Эта за-
дача может решаться методом случайного поиска. После про-
ведения расчетов, используя алгоритмы конструктивных соот-
ношений, с учетом ГОСТов определяют основные размеры меж-
осевых расстояний, элементов передач и конструктивных
пропорций. Далее выбранный вариант конструкции трансфор-
мируется в соответствии с полученными размерами.

В результате на экране графического дисплея получается
изображение разрабатываемого объекта в требуемом масш-
табе. Оператор проверяет конструкцию и вносит необходимые
изменения с помощью светового пера или клавиатуры. После
внесения изменений конструктором расчеты могут выполняться
повторно. Заключительным этапом являются поверочные рас-
четы, определяющие прочность, а в случаях надобности прово-
дится расчет жесткости элементов, их массы и т. д. Все основ-
ные результаты, полученные при- проектировании, выводятся
в печать. При необходимости подобные расчеты проводятся и
с другими вариантами конструкции. На основании полученных
данных о массе, конструкции и ее габаритах с учетом обобщен-
ных критериев, определяющих совершенство конструкции, про-
ектировщик делает окончательный выбор варианта и выводит
изображение на графопостроитель.

При автоматическом проектировании могут быть использо-
ваны и другие подходы. Автоматическое проектирование неко-
торых деталей рассмотрено в соответствующих разделах.
Раздел второй

ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИЛОВЫХ
ПРИВОДОВ И ТРАНСМИССИЙ
БУРОВЫХ УСТАНОВОК

Глава IV

ВЫБОР ХАРАКТЕРИСТИК СИЛОВОГО ПРИВОДА

§ 1.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТИПА ПРИВОДА И ЕГО ХАРАКТЕРИСТИК

Силовым приводом называется совокупность двигателей и ре-
гулирующих их работу устройств, преобразующих тепловую
или электрическую энергию в механическую, управляющих пре-
образованной механической энергией и передающих ее к испол-
нительным механизмам буровой установки (насосу, ротору, ле-
бедке и др.). При проектировании силовых приводов буровых
установок прежде всего выбирают тип энергии (тепловой или
электрический) и характеристику привода (мощность, момент,
частоту вращения и др.), которые зависят от источника энер-
гии, требований автономности и способа привода основных ис-
полнительных механизмов.

В зависимости от используемого первичного источника энер-
гии приводы делятся на автономные (не зависящие от системы
энергоснабжения) и неавтономные (зависящие от системы энер-
госнабжения, т. е. с питанием от промышленных электрических
сетей). К автономным приводам относятся установки с двига-
телями внутреннего сгорания (ДВС) и с газотурбинными двига-
телями. К неавтономным приводам относятся установки с элек-
тродвигателями, питаемыми от сети трехфазного переменного
тока. В зависимости от способа привода исполнительных меха-
низмов силовой привод буровой установки может быть одиноч-
ным или групповым.

Характеристики группового привода одновременно должны
соответствовать характеристикам различных механизмов буро-
вой установки, а характеристика одиночного привода — харак-
теристике только одного механизма.

Повышение универсальности и гибкости привода обычно
связано с увеличением его массы или понижением к. п. д. По-
требителями энергии буровой установки являются исполнитель-
ные механизмы, обладающие различными характеристиками.

Исполнительные механизмы, обеспечивающие углубление
скважины:

ротор, предназначенный для вращения бурильной колонны
с долотом, требует ступенчатого регулирования частоты враще-
ния от 20—30 до 300 об/мин; число ступеней три—шесть, при
больших глубинах скважин лучше применять бесступенчатое
регулирование; крутящий момент ротора изменяется в зависи-
мости от диаметра долота, осевой нагрузки, длины и конструк-
ции бурильной колонны; практика роторного бурения свидетель-
ствует о том, что при 100 об/мин ротора на вращение долота и
114-мм бурильной колонны на каждые 1000 м ее длины доста-
точна мощность 100 кВт, наибольший крутящий момент на ро-
торе обычно не превышает 13 кН -м;

насосы — главные потребители мощности; необходимая по-
лезная мощность для обеспечения циркуляции бурового рас-
твора зависит от подачи насоса и давления; мощность насосной
установки может быть определена из эмпирической зависимости
N= (1,2—1,4)Z)2, где D — диаметр скважин, см; подача насосной
установки колеблется от 60—100 л/с в начале бурения до 10—
15 л/с в конце, когда диаметр скважины наименьший; приме-
няется как ступенчатое изменение подачи за счет изменения
числа одновременно работающих насосов и диаметров их порш-
ней и цилиндров, так и бесступенчатое за счет изменения ча-
стоты вращения приводного вала.

Исполнительный механизм; осуществляющий спуско-подъем:
лебедка — частота вращения барабана лебедки при подъеме
изменяется от 30—50 до 600 об/мин; для лучшего использова-
ния мощности требуется бесступенчатое или ступенчатое регу-
лирование частот вращения; при подъеме бурильной колонны
идеальным является использование всей мощности, т. е. N=
=M<i> = const, где М — крутящий момент, со — угловая скорость
барабана.

Устройства, обеспечивающие приготовление и очистку буро-
вого раствора, и вспомогательные механизмы:

компрессоры, шламовый и водяной насосы, механизирован-
ные ключи и др.; мощность, потребляемая этими механизмами,
составляет 10—15 % общей мощности.

Основные требования, предъявляемые к силовому приводу:
соответствие мощности и гибкости характеристики (т. е. изме-
нение крутящего момента и частоты вращения в зависимости
от условий работы исполнительных механизмов), достаточная
надежность, долговечность, небольшая масса и экономическая
эффективность.

Мощность силового привода — это номинальная установлен-
ная мощность всех двигателей N=^Nt, где Nt — номинальная
мощность двигателя, кВт.

Гибкость характеристик — способность силового привода
автоматически или при участии оператора в процессе работы
быстро приспосабливаться к изменениям нагрузок и частот вра-
щения исполнительных механизмов. Гибкость характеристики
зависит от коэффициента приспособляемости, диапазона регу-
лирования частоты вращения валов силового привода и приеми-
стости двигателя.
Коэффициент гибкости характеристики определяется отно-
шением изменения частоты вращения к вызванному им отклоне-
нию момента нагрузки kF—hnl&M. Он пропорционален переда-
точному отношению «21 и обратно пропорционален коэффици-
енту перегрузки kn, т. е. /гг=«21//гп- Для гибких приводов /гг=
=2-5-4, а для жестких &г=1-т-2. Иногда применяют понятие
коэффициент жесткости кж=1/кт, т. е. величина йж является
обратной величине коэффициента гибкости.

Приемистостью называется интенсивность осуществления пе-
реходных процессов, т. е. время, в течение которого двигатель
и силовой привод реагируют на изменение нагрузки и изменяют
частоту вращения.

Приспособляемость — свойство силового привода изменять
крутящий момент и частоту вращения в зависимости от момента
сопротивления. Собственная приспособляемость — свойство дви-
гателя приспособляться к внешней нагрузке. Искусственная
приспособляемость — свойство трансмиссий приспосабливать
характеристику двигателя к изменению внешней нагрузки.

Коэффициентом приспособляемости или перегрузки ka назы-
вается отношение Mmax/AfH, где Мтах и Л4Н — наибольший и но-
минальный крутящие моменты.

Диапазон регулирования частоты вращения R — это отноше-
ние максимальной частоты вращения rtmax к номинальной ин.

Если в силовой привод входят средства искусственной при-
способляемости, то ka = kaJ5km, а диапазон регулирования частот
вращения /?=/?д/?т, где и /?я — соответственно коэффициент
приспособляемости и диапазон собственного регулирования дви-
гателя в пределах устойчивых режимов работы; /гпт и /?т — то
же, для средств искусственной приспособляемости, входящих
в силовой привод.

Коэффициент £пд и /?д зависят от типа двигателя и вида ис-
пользуемой энергии. Если значения knR и /?д меньше требуемых
по условиям эксплуатации приводного исполнительного меха-
низма, то в кинематической цепи предусматривают средства
искусственной приспособляемости, т. е. устанавливают между
двигателями и исполнительным механизмом промежуточные
гидравлические или электродинамические муфты скольжения,
турботрансформаторы и коробки передач.

Ниже приведены значения kaK и /?д для различных двига-
телей.

ДВС тихоходный (500—750 об/мин) 		fenfl  1,1—1,25	/?д  1,5-2
ДВС быстроходный (1200—1700 об/мин) 		1.1—1,2	1,3—1,8
Асинхронный электродвигатель		1,7—2,2	1,0-1,05
Синхронный электродвигатель 		1,65—1,8	1,0
ГТУ с одиовальной турбиной 		1,8—2,0	1,5—2,0
ГТУ с двухвальной турбиной		2,5—3,0	2,0—3,0
Комбинированная ГТУ со свободно поршневым гене- ратором 		3,5—5,0	4,0—6,0
Паровой двигатель буровых установок ............. 1,5—3,0	2,0—5,0

ДВС быстроходный с турботрансформатором	.	.	.	1,5—3,5	2,5—3,5

ДВС с электромашинкой передачей постоянного тока	1,6—2,5	2,5—4,0

Двигатель постоянного тока с питанием от тиристор-

ных преобразователей переменного тока ........... 1,5—2,0	2,5—3,5

Относительная масса двигателя или масса, приходящаяся на
1 кВт, влияет на мобильность буровой установки. Относительная
масса двигателей колеблется от 2 до 15 кг/кВт. Практикой
бурения установлено, что для таежных и мощных буровых ус-
тановок наиболее подходят двигатели с относительной массой
6—12 кг/кВт.

Экономическую эффективность силовых приводов буровых
установок с двигателями различных типов определяют на осно-
вании данных эксплуатации или опыта промышленных ис-
пытаний установок. Экономическая эффективность зависит от
расхода энергии, смазочных материалов, их стоимости, ко-
эффициента использования мощности первичных двигателей,
затрат на уход и обслуживание, транспортировку, монтаж и де-
монтаж силовых приводов в буровой установке.

В первых буровых установках для вращательного бурения
в качестве привода лебедки и ротора использовали паровые ма-
шины. Подача бурового раствора в скважину осуществлялась
прямодействующими паровыми насосами. Характеристика паро-
силового привода удовлетворяла требования бурения, а сам
привод обладал большой гибкостью, был достаточно прост и на-
дежен, однако вследствие низкого к. п. д., большого расхода
пара, топлива и воды, сложности ее очистки в настоящее время
паровые машины в силовых приводах буровых установок прак-
тически не применяются.

В Советском Союзе в силовых приводах широко используют
асинхронные и синхронные электродвигатели трехфазного пере-
менного тока. Недостаток этих двигателей — жесткость харак-
теристики и необходимость применения в трансмиссии средств
искусственной приспособляемости. В районах, где нет электро-
сетей большой мощности, применяют буровые установки с ДВС.
В последнее время для бурения глубоких скважин стали ис-
пользовать приводы с электродвигателями постоянного тока,
применяя системы тиристорных выпрямителей при питании от
сетей трехфазного тока. Использование тиристорных выпрями-
телей при питании энергией буровой установки от сетей пере-
менного тока и упрощение всей системы привода могут значи-
тельно расширить область применения двигателей постоянного
тока в приводах буровых установок.

Мощность, тип и число двигателей, способ передачи энергии
и схему компоновки силового привода выбирают с учетом ха-
рактера и предела изменения рабочих нагрузок. Использование
мощности исполнительными механизмами в процессе проходки
скважины, характеристики двигателей и средств искусственной
приспособляемости зависят от способа и технологии бурения. ’
В процессе проходки скважины необходимая мощность, частота ]
вращения и крутящие моменты, как указывалось, изменяются 1
для всех исполнительных механизмов в широких пределах. По- 1
требляемая мощность и энергия зависят от глубины и диаметра j
скважины, способа бурения, типа буровой установки, режима 1
работы, климатических условий и др. По мере углубления сква- :
жины возрастает расход энергии, затрачиваемой на каждый
пробуренный метр скважины, вследствие уменьшения скорости ;
механического бурения, увеличения гидравлического сопротив- j
ления прокачиванию жидкости и массы бурильной колонны и 'j
повышения объема СПО.	<

Режимы работы силовых приводов непостоянны. Различают |
три режима работы силового привода: пиковые с кратковремен- I
ными нагрузками и использованием максимальной мощности 1
двигателей (аварийные работы); повторно-кратковременные на- :
грузки в период СПО; пусковые и длительные режимы, исполь- ,
зуемые для привода ротора и насосов в процессе бурения. ?

Пригодность двигателя того или иного типа и необходимых |
средств искусственной приспособляемости для привода буровой 1
установки определяется их характеристиками и технико-эконо- 1
мическими показателями. При выборе типа двигателя, способа ]
передачи энергии к исполнительным механизмам и разработке \
схемы компоновки всего силового привода следует подбирать i
сочетание характеристик и этих показателей так, чтобы полнее 1
удовлетворить требования бурения, монтажа и демонтажа обо- |
рудования. В зависимости от этих факторов выбирают схему 1
и разрабатывают конструкцию всех передач, приводящих ле- j
бедку, насосы, ротор и другие агрегаты таким образом, чтобы ;
обеспечить наиболее эффективное их использование. Для реше- ’
ния этой задачи должны быть известны характеристики основ- i
ных исполнительных механизмов, двигателей, трансмиссий и j
средств искусственной приспособляемости [8].	'

§ 2.	ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ

СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ	j

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС)	;

Применяемые в буровых установках ДВС работают на тяжелых ]
топливах или газе. Двигатели, работающие на легких топливах •(
(бензине или керосине), в бурении не применяются вследствие j
их неэкономичности. Соответствие ДВС заданным условиям ра- ?
боты определяется их внешней характеристикой и конструк- !
цией.	’

Внешней или механической характеристикой ДВС назы-
вается изменение мощности, крутящего момента и удельного
расхода топлива в зависимости от частоты вращения коленча- :
того вала.	;
называют частичной.

Рис. IV.1. Внешние механические
характеристики ДВС

При нарушений равновесия между моментом сопротивлений
исполнительного механизма и крутящим моментом двигателя
требуется воздействие специальных регуляторов на источник
энергии, которые изменяют соответственно количество подавае-
мого горючего и воздуха. ДВС могут работать при изменении
массового соотношения количества воздуха и топлива в сравни-
тельно небольшом диапазоне — от 15 : 1 (бедная смесь) до 11:1
(богатая смесь). Этим и объясняется тот факт, что крутящий
момент, развиваемый этими двигателями, почти постоянен. Если
подача топлива ограничена и применяется бедная смесь, то ча-
стота вращения уменьшается и двигатель не развивает полной
мощности. Такую характеристику
Приемистость и приспособля-
емость ДВС определяются кон-
струкцией системы подвода топ-
лива и воздуха, а также дина-
мическим моментом инерции
вращающихся частей шатунно-
поршневой группы. Шатунно-
поршневую группу быстроход-
ных двигателей облегчают, по-
этому двигатели имеют большую
приемистость, чем тихоходные.
С увеличением коэффициента
собственной приспособляемости
двигателя возрастает устойчи-
вость его работы при перемен-
ных режимах нагрузки, что осо-

бенно важно для двигателей, приводящих в движение буровые
лебедки.

На рис. IV. 1 показаны внешние характеристики ДВС. Кри-
вая 1 характеризует мощность ДВС при изменении частоты вра-
щения вала, кривые 1' и /"-—частные характеристики при из-
менении подачи топлива и воздуха. Кривая 2 показывает изме-
нение крутящего момента на валу двигателя, а кривая 3 —
удельный расход топлива.

Обычно в заводской характеристике ДВС указывают его но-
минальную мощность. Номинальной мощностью NH ДВС назы-
вается мощность нового двигателя, полученная во время завод-
ских стендовых испытаний при определенной (номинальной) ча-
стоте вращения пн (точка Б на кривой /); при этом двигатель
развивает номинальный момент (ордината точки Б' на кривой
2) при номинальном расходе топлива <?п (точка Б" на кривой 3)
и нормальных условиях.

Согласно нормам, для подъемного комплекса буровых уста-
новок следует использовать режим работы ДВС, при котором
он развивает 80 % номинальной мощности (точка В) при мень-
шем расходе топлива (точка В" на кривой 3). При длительных
режимах работы ДВС для привода насосов и ротора рекомен-
дуется испоЛьйовать только 60 % номинальной мощности
(точка Г), что достигается уменьшением подачи'топлива, обес-
печивающим наиболее экономичный режим работы (точка 1"
на кривой 3). При форсировании ДВС может развить и боль-
шую мощность (точка Л). Однако этот режим связан с повы-
шенным расходом топлива (точка А" на кривой 3) и снижением
момента (точка А' на кривой 2) за счет увеличения внутренних
потерь в двигателе. При таком режиме срок службы ДВС резко
уменьшается и использование его неэкономично.

К недостаткам ДВС относится невозможность их запуска
под нагрузкой. Для этого надо устанавливать в трансмиссиях
фрикционные муфты. Кроме того, мощность двигателя зависит
от давления, температуры и влажности окружающего воздуха.
Практически принимают потерю мощности на 1 % при увеличе-
нии высоты над уровнем моря на 100 м и потерю (или увеличе-
ние) мощности на 1 % при повышении (или снижении) темпе-
ратуры окружающей среды на каждые 6 °C.

Тепловая энергия, потребляемая одним ДВС на буровых, со-
ставляет 40—60 МДж/ч при к. п. д., равном 0,25-4-0,35 (в зави-
симости от конструкции и состояния двигателя), а часовой рас-
ход топлива составляет 220—300 г/(кВт* ч).

Наиболее широко распространены дизели с наддувом, од-
нако не любой их тип можно использовать в буровой установке.
ДВС должен быть приспособлен к работе на переменных режи-
мах и к длительной работе на холостом ходу.

Как видно из рис. IV. 1, крутящий момент ДВС изменяется
в узких пределах, а частота вращения — в широком диапазоне,
поэтому в тяжелых буровых установках для привода лебедок
применяют двигатель со средствами искусственной приспособ-
ляемости с целью трансформации как момента, так и частоты
вращения. ДВС используются непосредственно в приводах на-
сосов, когда диапазон регулирования подачи должен быть ме-
нее 1,5.

Электродвигатели

Под внешней или механической характеристикой электродвига-
теля подразумевают зависимость крутящего момента от частоты
вращения, напряжения, силы тока и магнитного потока в якоре.
В каталогах указывают номинальные пусковые и рабочие ха-
рактеристики, т. е. мощность, крутящий момент и к. п. д. двига-
теля при номинальном напряжении тока на клеммах двигателя
и температуре окружающей среды 20 °C. Так как мощность
двигателя ограничивается температурой нагрева его обмотки,
то в зависимости от температуры окружающей среды, условий
охлаждения и длительности действия нагрузки электродвига-
тель может развивать мощность и момент, отличающиеся от
указанной в каталоге.
В буровЫх установках ДЛЯ Привода ГЛаПнЫх и Вспомога-
тельных исполнительных механизмов применяют электродвига-
тели следующих типов: асинхронные трехфазного переменного
тока с короткозамкнутым или фазным ротором; синхронные
трехфазного переменного тока; постоянного тока с различными
схемами возбуждения.

На рис. IV.2 приведены механические характеристики элект-
родвигателей. Различают три вида характеристик:

абсолютно жесткая (линия 1)—частота вращения при из-
менении момента постоянна; такой характеристикой обладают
синхронные электродвигатели;

жесткая (кривая 2) — с увеличением момента частота вра-
щения уменьшается незначительно; такой характеристикой об-

ладают асинхронные двигатели пе-
ременного тока и двигатели посто-
янного тока параллельного и неза-
висимого возбуждения;

гибкая (кривая 3) —при боль-
шом изменении момента значи-
тельно изменяется частота враще-
ния; такой характеристикой обла-
дают двигатели постоянного тока
последовательного возбуждения.

При длительных режимах ра-
боты электродвигатели использу-
ются в пределах номинального кру-
тящего момента (точки А и А),

при кратковременных перегрузках Рис. 1V.2. Внешние механиче-
двигатели могут развивать большие окне характеристики электро-
моменты (точка В).	двигателей

Частота вращения электродви-

гателя и развиваемый им момент могут изменяться до опреде-
ленного предела автоматически без воздействия каких-либо
внешних регуляторов. В этом случае автоматическим регулято-

ром является противоэлектродвижущая сила самого двигателя,
которая увеличивается по мере возрастания нагрузки. Такую ха-
рактеристику будем называть естественной. Естественные харак-
теристики электродвигателей можно изменять при помощи ре-
гулирующих устройств, на которые воздействует оператор; та-

кие характеристики называют искусственными.

Для правильного выбора двигателя силового привода важно
знать, как будут изменяться его основные параметры, т. е. кру-
тящий момент М, частота вращения п и мощность N, в зависи-
мости от нагрузки и изменения напряжения и частоты тока
в питающей сети. Электродвигатели, применяемые в буровых
установках, работают на открытом воздухе и защищены от по-
падания газа, влаги, пыли и грязи, а иногда, например В мор-
ских буровых установках, требуется взрывобезопасное испол-
нение.

4 Заказ № 1379

97
Для асинхронных электродвигателей переменного трехфаз*
ного тока определяют номинальное скольжение

S — (rtc Ян)/Яс»

(IV. 1)

где nc = 60f/z— синхронная частота вращения, об/мин; f — ча-
стота тока, для промышленных сетей /=50 Гц; z— число пар
полюсов; «н — номинальная частота вращения, об/мин.

Крутящий момент М пропорционален квадрату питающего
напряжения, поэтому рассматриваемый привод весьма чувстви-
телен к колебаниям напряжения в сетях. Крутящий момент об-

Рис. IV.3. Внешние характери-
стики асинхронных двигателей
переменного трехфазного тока

ратно пропорционален квадрату
частоты тока сети.

Для силовых приводов буро-
вых установок с питанием от об-
щепромышленных ' сетей пере-
менного тока при допускаемом
колебании напряжения от +5 до
—10 % максимальный момент
может уменьшаться до 0,8 но-
минального, указанного в ката-
логах. При пуске электродвига-
телей сила тока увеличивается,
напряжение в сети падает ино-
гда ниже допустимых пределов.
В связи с этим асинхронные дви-
гатели должны обладать высо-
кой перегрузочной способностью
даже в период падения напря-
жения и возрастания пусковых
моментов сопротивления. При
относительно небольшой силе

пускового тока эти двигатели должны, развивать необходимый
крутящий момент.

На рис. IV.3 приведены внешние характеристики асинхрон-
ных электродвигателей переменного трехфазного тока. Кривая 1
соответствует изменению силы потребляемого тока, кривая 2—
изменению крутящего момента асинхронного двигателя с корот-
козамкнутым ротором и номинальным моментом (точка А).

Электродвигатель с фазным ротором имеет контактные
кольца, что позволяет при пуске вводить ступенчато в цепь ро-
тора добавочные сопротивления, -определяющие искусственные
характеристики (кривые 3, 3', 3" и 3"'). При введении добавоч-
ного активного сопротивления увеличивается полное сопротив-
ление роторной цепи, благодаря чему снижаются пусковой мо-
мент и частота вращения. Максимальные моменты остаются
неизменными (точки Б, Б1, Б2). Активное сопротивление в рео-
стате роторной цепи регулируют так, чтобы переключение с од-
ной реостатной характеристики на другую происходило при
расчетных значениях моментов переключения. По окончании
пуска сопротивление в цепи ротора уменьшают, и двигатель да-
лее работает при параметрах, соответствующих двигателю с ко-
роткозамкнутым ротором (кривая 2).

Существуют конструкции электродвигателей переменного
гока с короткозамкнутым ротором и повышенным скольжением,
в которых номинальный крутящий момент развивается при не-
сколько большем скольжении (кривая 4, точка Л1). Однако эти
двигатели имеют низкий к. п. д. и требуют системы охлажде-
ния. Их пусковая характеристика мало отличается от пусковой
характеристики обычных короткозамкнутых двигателей. По
этим причинам электродвигатели этого типа для привода глав-
ных исполнительных механизмов буровых установок не при-
меняют.

Улучшение пусковых и рабочих характеристик, т. е. повыше-
ние диапазона регулирования частоты вращения асинхронных
электродвигателей переменного тока, представляет собой слож-
ную задачу и связано с необходимостью включать в цепь ротора
различные устройства, которые либо поглощают много энергии
(сопротивления, при которых к. п. д. снижается пропорцио-
нально скольжению), либо требуют сложной регулирующей ап-
паратуры, удорожающей силовой привод и снижающей его на-
дежность. При повторно-кратковременном режиме работы эти
двигатели ухудшают cos <р в сетях электроснабжения.

Несмотря на большие исследовательские работы, до настоя-
щего времени не удалось создать системы с электродвигателями
переменного тока, обладающие требуемыми пусковыми и рабо-
чими характеристиками для привода лебедок, насосов и рото-
ров большой мощности.

Синхронный электродвигатель отличается от асинхронного
тем, что он снабжен генератором постоянного тока, служащим
для намагничивания ротора. В связи с этим ротор вращается
синхронно с частотой вращения, -пропорциональной частоте
тока и обратно пропорциональной числу пар полюсов. Частоту
вращения можно регулировать только изменением частоты пи-
тающего напряжения. Момент, развиваемый двигателем, про-
порционален первой степени напряжения. Перегрузочную спо-
собность двигателя можно повысить увеличением тока возбуж-
дения.

Ротор синхронного двигателя снабжен короткозамкнутой
обмоткой, и его пусковые характеристики определяются пуско-
вой характеристикой этой обмотки, которая придает синхрон-
ному двигателю в начальный момент пуска свойства асинхрон-
ного короткозамкнутого двигателя. Для того чтобы этот двига-
тель начал работать как синхронный, частота вращения его
ротора должна достичь частоты тока, что возможно только, если
момент сопротивления трансмиссии незначителен, обычно менее
0,6 Мн. После того как ротор двигателя достигнет синхронной
частоты вращения, двигатель приобретает синхронную харак-
теристику. По этим причинам двигатель этого типа не может
работать в приводах главных исполнительных механизмов буро-
вых установок без соответствующих средств искусственной при-
способляемости в трансмиссиях.

Большой недостаток синхронных электродвигателей — невоз-
можность работы параллельно двух двигателей на один вал,
что не только снижает надежность системы, но и увеличивает
динамические нагрузки в трансмиссии, так как динамический
момент ротора одного двигателя намного больше момента двух
двигателей такой же суммарной мощностью.

К недостаткам этих двигателей относится большой динами-
ческий момент ротора, что при постоянной частоте вращения
вызывает дополнительные динамические нагрузки в трансмис-
сии и при отсутствии амортизирующих упругих устройств
в трансмиссии сильно сокращает срок ее службы. Кроме того,
большая сила пускового тока, требующая мощных промысло-
вых сетей для обеспечения прямого пуска', также является недо-
статком синхронных двигателей. Единственное эксплуатацион-
ное преимущество синхронного двигателя — его способность
отдавать в сеть реактивную мощность, необходимую для повы-
шения cos ф.

Электродвигатели постоянного тока обладают гибкой харак-
теристикой, обеспечивающей глубокое и плавное регулирование
частоты вращения и крутящего момента, плавность разгона при
пусках и торможения при остановках. Благодаря этим свойст-
вам значительно упрощаются трансмиссии и уменьшаются ди-
намические нагрузки в них. Недостатком этих двигателей яв-
ляется необходимость иметь выпрямители переменного тока
при питании их от промышленных сетей или иметь на буровой
генераторную станцию постоянного тока.

Частоту вращения двигателей постоянного тока регулируют
изменением напряжения в якоре или силы тока возбуждения
двигателя. Поскольку для изменения напряжения на зажимах
якоря электродвигателя необходимо изменять силу тока воз-
буждения, управление двигателем постоянного тока осущест-
вляется в цепях возбуждения, т. е. в цепях сравнительно малой
мощности, что упрощает пусковую аппаратуру и повышает на-
дежность системы.

Характеристики двигателей постоянного тока зависят от спо-
соба возбуждения. Различают три основных способа возбужде-
ния: параллельное, Последовательное и комбинированное (сме-
шанное).

На рис. IV.4 приведены механические характеристики элек-
тродвигателей постоянного тока при различных способах воз-
буждения и к. п. д. двигателя с последовательным возбужде-
нием (кривая 4). При параллельном возбуждении (кривая /)
с изменением нагрузки магнитный поток не изменяется, поэтому
пределы регулирования момента определяются сопротивлением
цепи якоря. При последовательном (сериесном) возбуждении
(кривая 2) магнитный поток зависит от силы тока при нагрузке;
Рис, 1V,4. Характеристики электродви-
гателей постоянного тока с различными
способами возбуждения:

Ль Л, и Л3 — рабочие диапазоны регулирова-
нпя частоты вращения электродвигателей со-
ответственно с параллельным, смешанным и
последовательным возбуждением

в этом случае на механическую характеристику влияют магнит-
ный поток и сопротивление в цепи якоря. При смешанном воз-
буждении (кривая 3) суммарный магнитный поток, действую-
щий в электродвигателе, определяется двумя составляющими:
постоянной, создаваемой обмоткой параллельного возбуждения,
и переменной, создаваемой обмоткой последовательного воз-
буждения.

В буровых установках применяют электродвигатели с после-
довательным или смешанным возбуждением, которые должны
обладать диапазонами регулирования частоты вращения и кру-
тящего момента: для привода лебедки и ротора /?д=2ч-3, для
привода насосов /?д=2,5-?4,5. Мощность одного двигателя для
привода лебёдки й насосов должна быть 300—1000 кВт, для ро-
тора — 200—700 кВт. Диапазон регулирования крутящего мо-
мента двигателей постоянного тока ограничивается температу-
рой нагрева обмотки, которая зависит от величины тока, кон-
струкции двигателя, его системы охлаждения и длительности
режима нагружения. Поэтому приведенные диапазоны являются
ориентировочными. Двигатели постоянного тока могут работать
в повторно-кратковременном режиме, развивая наибольший
крутящий момент.

На рис. IV.5, а приведена заводская характеристика двига-
теля постоянного тока номинальной мощностью 660 кВт при
длительной работе, развивающего крутящий момент 5,8 кН • м
при 1100 об/мин. При одних и тех же условиях охлаждения
(рис. IV.5, б) этот двигатель развивает различную мощность
в зависимости от режима нагружения и времени действия на-
грузки.

Преимущества электродвигателей переменного тока в при-
воде буровых установок перед ДВС заключаются в том, что
значительно упрощается конструкция трансмиссий и оснований
установки и нет необходимости подвоза топлива. Ради этих
преимуществ конструкторы считали возможным поступиться
технологическими качествами установки.

В настоящее время, используя систему тиристорных выпря-
мителей, можно значительно проще решать задачу применения
двигателей постоянного тока, которые обеспечивают более про-
стую конструкцию трансмиссий, чем при электродвигателях пе-
ременного тока и ДВС, дают лучшие качества привода, причем
отпадает необходимость подвоза топлива.

При выборе типа привода конструктор должен тщательно
проанализировать все эти обстоятельства.

Рис. IV.5. Характеристики бурового двигателя постоянного тока с воздуш-
ным охлаждением:

а — зависимости крутящего момента М от частоты вращения п, силы тока I н напря-
жения возбуждения В: б — допустимое время действия различных нагрузок

Газотурбинные установки (ГТУ)

Газотурбинные установки обладают хорошей приемистостью,
большой надежностью и высокой естественной приспособляе-
мостью. Они делятся на одновальные, двухвальные и комбини-
рованные.

В одновальных газотурбинных установках (рис. IV.6, а)
компрессор и турбина смонтированы на одном валу. При уве-
ЛйЧёййй внешней нагрузкй снижаются частота враЩёний й ко-
личество газа, питающего турбину, в результате уменьшаются
мощность и крутящий момент двигателя.

В двухвальных газотурбинных установках (рис. IV.6, б)
имеются две турбины: турбина высокого давления приводит во
вращение центробежный компрессор, а силовая турбина низ-
кого давления, находящаяся на отдельном валу, приводит во
вращение выходной вал. Она питается газом от турбины высо-

е.

Рис. IV.6. Схемы газотурбинных установок (ГТУ):

/, 2 — компрессоры низкого н высокого давления; 3 —камера сгорания; 4 — регенератор;

5, 6 — турбины высокого и низкого давления; 7 —камера сжатия компрессора; 8 — пор-
шень; 9 — воздушная камера; 10 — вал турбины

кого давления. Независимость валов этих турбин позволяет из-
менять характеристику установки в широких пределах.

Комбинированная газотурбинная установка (рис. IV.6, в)
состоит из генератора газа со свободно движущимися порш-
нями и одновальной газовой турбины. Генератор газа имеет
поршневой компрессор, поршни которого непосредственно сое-
динены с поршнями двухтактного дизеля. Сжимаемый в порш-
невом компрессоре воздух через окна подается в камеру сжатия
цилиндра дизеля, куда подводится топливо. Отработанные газы
из камеры дизеля при большом давлении попадают через про-
дувочные окна в газовую турбину, приводящую исполнительный
механизм.

На рис. 1V.7 приведены внешние характеристики ГТУ раз-
личных типов. Как видно из графика, ГТУ с двухвальной тур-
биной обладает большим коэффициентом естественной приспо-
Рис. IV.7. Внешние характе-
ристики ГТУ:

1, 2 — одновальной; 1', 2' —двух-
вальной; 1", У — комбинирован-
ной; 1 — кривые изменении мощно-
сти; 2 — кривые нзменення крутя-
щего момента

Собляемости, чём ГТУ с одновальной турбиной (кривые 2 и 2')
и большей приемистостью. Одновальные ГТУ имеют меньший
диапазон естественного регулирования. Наибольший диапазон
регулирования и высокий коэффициент естественной приспо-
собляемости имеют комбинированные ГТУ со свободно движу-
щимися поршнями генератора газа (кривые Г' и 2"), так как
в них питание газом турбины не зависит от ее частоты враще-
ния и может регулироваться в требуемых пределах. Приеми-
стость газотурбинных двигателей
зависит от схемы, конструктивного
исполнения и программы регулиро-
вания подачи топлива.

Теоретически время переходных
процессов определить трудно. Прак-
тически для установок без регенера-
тора газа время перехода от холо-
стого хода к полной нагрузке со-
ставляет несколько секунд, что
вполне приемлемо для двигателя
силового привода буровой уста-
новки.

Недостаток ГТУ — их низкий
к. п. д. Одно- и двухвальные ГТУ
характеризуются эффективным
к. п. д., имеющим более низкое зна-
чение (0,12—0,27), чем к. п. д. дви-
гателей внутреннего сгорания
(0,36—0,38). Комбинированные ГТУ
имеют более высокий к. п. д., чем
одно- и двухвальные, и близкий
к к. п. д. дизелей (0,35—0,38). На
холостом ходу и при незначитель-

ных нагрузках к. п. д. одно- и двухвальных установок очень низ-
кий, что ограничивает применение их в буровых установках.

Для повышения к. п. д. в некоторых случаях, например на
буровых судах, применяют комбинированные газопаротурбин-
ные установки (ГПТУ). Первая ступень такой установки рабо-
тает как газовая турбина и приводит во вращение компрессор,
подающий сжатый воздух в эту же турбину, отходящие газы
которой поступают в паровой котел. В котле вырабатывается
пар, питающий силовую паровую турбину, приводящую испол-
нительный механизм буровой установки. К- п. д. таких устано-
вок 0,38, у них также большой диапазон регулирования ча-
стоты вращения .

Существуют и другие пути повышения к. п. д. газотурбин-
ных установок, например использование теплоты отходящих
газов для технологических нужд и т. д.

В табл. IV. 1 и IV.2 приведены основные параметры различ-
ных двигателей, применяемых в приводах буровых установок.
Таблица IV. 1 Техническая характеристика двигателей внутреннего сгорания

	VLR- DSU	со Э >	2? <о !  S § 2 £ § о & °°
	nso  -ант	S § Й 5 2“ £ “ £ | 	 . 	 S
США	PTDS-8	б  О о  и? О	00	’“1	00	8	°?  «О О> «	- <о Е -	S 1  					 я
	1 PTDS-6 i	_	О Г- со	о  ’ O'	S 8 10 -
	PTDS- 6М	.	О	V* с©	»-<	Ф  о	о	«	g	to	°.	® n  я	®	N	£	1,1	°
	6Д49	t*-2°°e*c',^O	0000
	8ЧН 21/21	о2к>°°"125’*о о
	6ЧН 21/21	1 § а § §5 5 s |
СССР	М620	§ § 2 § § 3 В 2‘ 1
	I09W	ю§>ооЧ£о8  S 2 2	2 8 s о -	2°  8
	Д18Н	S § 8 8 ,8 g s g g
	В2- 450ТК	i 1 £ § §3 1 “ i
	Параметры		 « o- л	w	я	П1	s	и O-	£•	X  &	я	£js к	®	>:  я	S	Ч	Я	a	BS Д	4	0»  1	g	1	и	§	s	3	F. §	р	&	‘  S	д*	я	о.	§	«	ю	mSo'	°	*s  "	Q. Et	a°R	£S	x	s  яЯо. g. - fS<>S\S Sea « s4 &	& =$««>§ E~s « ¥  § *	2 s	S	§	s	с®§-я§я	«.я  Й и	U Я	5	щ	|	5 «	О	S	И  £ ”	”\О	®	К	5g	3	Я я	,0.0	о-и	-S	5	«  JF©	JT	«	Рцй	X	р,ч	у J	у 3	(-.я-

Примечание. V-образиое; W-образное; Р—линейное.
Таблица IV.2 Техническая характеристика двигателей

К SS SJ X а А е	О  Б?- Си л Za о	3	§	§ § § 1	« <4 Ц  —‘	СЧ	-м	WH WM «-Н СО
США	oon-oav	670 1000 1000 -  3,9
	Д-79МБ	к?  сч ° 8 ° |	СО  о	ЕЗ gj ОО чэ 1	w  ю
	GE- 752 Н	§ з ° । । 1	is  wJ" со
СССР	П-172- 9К	°	S 2 S ? s'3	_ S?	о  •н	tN	CO t4* ts»	О О ОО _•*  —	о»	чэ oo oo	- -	$2  СЧ
	мдп- 800-80 0	§	§ § § 3 S	ч M Й  —1	"	O)	. to
	т да	2	S S Q 5 о	to to to  r4	О	О	co	b* QO b* *  сч	ть -ф	ю	«4’ w? 2	1
	дпп- 99-74- 8 КМ	OO	8 о ° ° S	§ Й ® “I  8	° 3 2 й	4 °° °, oo
	МПС- 640- 740-44	630  750 1000 600  | 40  1,845  1,0 0,708  6,2
	П-146- 12К	Q	о	g	о 2	to	co  g	£	о	5	сч	«5  rH CO	W	СЧ —" 4-Г co
	П-171- 5К	2	5	о	<5	о	O’	<o	io	t-	to  °	°	2	S	S	2	".	5	4	°.
	*2  1 со к	S	S	8	3	2	S3	2	Й oo	O’  co	s	Ch	oi	CO	ci	—Г	00
Параметры		w	К	«  ®	о	9<  S	в	g  a	eg.  «	2  о.	И	s  e-	и	к	in	CQ	s  CO	g	2	®  “	5	's	«**	S'	в  -	м	S 53	* и	й  c_	СП	О	О)	*74	w  о	ад .. s	о	м	о	е	- s	«в и  «Ii J I i U M

§ 3.	Т'ЙАЙСМЙССЙЙ Й СРЕДСТВА

ИСКУССТВЕННОЙ ПРИСПОСОБЛЯЕМОСТИ СИЛОВЫХ ПРИЙОД0Й

Типы трансмиссий

Естественные характеристики двигателей в большинстве слу-
чаев не могут обеспечить требуемые пусковую характеристику
и диапазон регулирования ч'астоты вращения. Например, кру-
тящий момент и диапазон регулирования частоты вращения
лебедки и ротора в буровой установке требуется изменять
в пределах от 1—4 до 1—10. Ни один из рассмотренных двига-
телей не обладает такой характеристикой естественной приспо-
собляемости; поэтому в трансмиссиях буровых установок при-
меняют различные устройства искусственной приспособляе-
мости, позволяющие трансформировать крутящий момент и
частоту вращения в зависимости от нагрузки. Поскольку транс-
миссия — промежуточное звено между двигателями и исполни-
тельным механизмом, ее используют для приспособления ха-
рактеристики двигателя к характеристике механизма.

Трансмиссии буровых установок можно разделить на: нере-
гулируемые и регулируемые механические; полуавтоматиче-
ские — механогидравлические или механоэлектрические; авто-
матические — комбинированные механогидравлические и меха-
ноэлектрические.

Нерегулируемые механические трансмиссии (рис. IV.8, а) —
это трансмиссии, передающие движение и энергию от двигате-
лей к исполнительным механизмам буровой установки и со-
стоящие из валов, различных передач (зубчатых, гибкой связи,
муфт и др.), не регулирующих автоматически ни момент, ни
частоту вращения при изменении нагрузки на исполнительном
механизме установки. Кинематическую настройку трансмиссий
выполняет только оператор. Механические трансмиссии могут
обеспечить любую требуемую величину коэффициента транс-
формации частоты вращения и крутящего момента.

Регулируемые механические трансмиссии (рис. IV.8, б) обес-
печивают трансформацию и регулирование частоты вращения и
моментов с помощью оператора. В этих трансмиссиях частота
вращения и моменты регулируются только ступенчато при по-
мощи коробок передач. Характеристика силового привода на
его конечном звене — выходном валу — зависит от сочетания
естественной характеристики двигателя с характеристикой
трансмиссии.

Полуавтоматической трансмиссией называется механическая
трансмиссия, снабженная устройством, изменяющим в опреде-
ленных пределах без участия оператора характеристики двига-
телей привода. На рис. IV.8, в приведена схема такой Транс-
миссии силового привода с двумя механически соединенными
двигателями. Между двигателями и фрикционной муфтой уста-
новлено устройство 10, автоматически преобразующее его ха-
рактеристику.
Рис. IV.'S. Схемы различных типов трансмиссий силовых приводов:

1 — двигатель: 2 — карданный вал; 3 — фрикционная муфта; 4 — опора; 5 — цепная пере-
дача; 6 — клнноременная передача привода насоса; 7 —коробка передач; 8 — муфта
сцепления; 9 — зубчатая передача; 10 — автоматическое регулирующее устройство

В буровых установках применяют полуавтоматические транс-
миссии двух типов: механогидравлические, в которых в каче-
стве преобразующего устройства используются гидродинамиче-
ские муфты, и механоэлектрические, в которых используются
электродинамические муфты скольжения. Этот тип трансмис-
сий служит для улучшения пусковых характеристик Двигателей,
кратковременного изменения частоты вращения или сглажива-
ния неравномерностей вращения. К. и. д. этих муфт пропорцио-
нален их скольжению, поэтому при большом скольжении выде-
ляется большое количество тепла и длительность работы в та-
ком режиме ограничивается возможностями теплоотвода. Эти
трансмиссии не трансформируют крутящие моменты.

Комбинированными механогидравлическими или механо-
электрическими трансмиссиями (рис. IV.8, а) называют транс-
миссии, в которых осуществляется как бесступенчатая, так и
ступенчатая трансформация частоты вращения и крутящих мо-
ментов. Такие трансмиссии включают гидро- или электродина-
мические муфты или чаще турботрансформатор, обеспечиваю-
щий бесступенчатое регулирование, и коробку перемены пере-
дач для ступенчатого изменения частоты вращения и моментов.
Тот или иной тип трансмиссии применяется в зависимости от
требуемого диапазона регулирования.

Для любой трансмиссии коэффициент полезного действия

т) = М^/М^,	(IV.2)

где Mi и М2 — крутящие моменты на ведущем и ведомом валах;
th и «2 — частоты вращения валов.

Отношение u2i — n2/th называется передаточным отношением
трансмиссии, а отношение k—M2/Mi — коэффициентом транс-
формации крутящего момента. Следовательно, всегда т) = £«2ь

В любой трансмиссии приложены три крутящих момента:
момент двигателя Mi, рабочий момент М2, т. е. момент сопро-
тивления, и опорный момент Мз, воспринимаемый опорой кор-
пуса или станины. Из условия равновесия трансмиссии алге-
браическая сумма трех крутящих моментов равна нулю:

Mi + М2 + М9 = 0.	(IV.3)

Трансмиссии без внешней опоры (М3=0) называются муф-
тами. Независимо от принципов их действия для них Mi=M2",
k=\\ T) = «2i. Муфты снижают частоту вращения ведомого вала
за счет скольжения.

Для трансмиссий, понижающих частоту вращения (редук-
торов), k>l, т. е. M2>Mi, опорный момент Мз положителен
(совпадает по направлению с Mi).

Для ускоряющих трансмиссий (мультипликаторов) k<\\
«21 > 1; Мг<Мь опорный момент отрицателен.

Для трансмиссии-трансформатора, предназначенного для
преобразования момента и частоты вращения, внешняя опора
обязательна.

Представим себе бесступенчатую идеальную (т]=1) транс-
миссию при работе двигателя на строго постоянном режиме при
всех вариантах нагрузки на втбричном валу. Характеристика
такой трансмиссии представляет собой равностороннюю гипер-
вращения К оудет от ит
Если для автоматической

wmin и21 итах Пг!п1

Рис. IV.9. Характеристики ме-
ханических трансмиссий

во время восстановления

болу (кривая / на рис. IV.9). При заданном значении k необ-
ходимое передаточное отношение m2i зависит от момента М2
на вторичном валу трансмиссии. Для нерегулируемой механи-
ческой трансмиссии с т) = I (точка с на линии 3) передаточное
отношение u2i>u'2i. Здесь «'2i— передаточное отношение для
любой реальной бесступенчатой трансмиссии с постоянным
к. п. д. (т]<1), характеристика которой (кривая 2) проходит
ниже кривой 1.

Для механической ступенчато регулируемой трансмиссии
с коробкой передач общий диапазон регулирования частоты
х до Hmin (кривая 3, точки а, с, d).,
идеальной трансмиссии диапазон бес-
ступенчатого регулирования будет
от точки а до точки b (кривая 1), то
для комбинированной трансмиссии
он будет от точки а до точки d при
т)<1 (риваяЗ).

В буровой установке исполни-
тельные механизмы работают в- раз-
личных режимах, как длительных,
так и пусковых. Например, для ро-
тора, пускаемого сравнительно
редко, разгонные характеристики
не играют такой роли, как для ле-
бедок, работающих при спуско-
подъемных операциях в очень на-
пряженном режиме повторно-крат-
ковременных нагрузок, или насосов
циркуляции после остановок. Дли-

тельно действующие нагрузки в этих исполнительных механиз-
мах не являются стабильными и меняются в процессе работы
неодинаково. Поэтому для обеспечения наибольшей эффективно-
сти процесса каждого исполнительного органа трансмиссия по
возможности должна полнее удовлетворять требования пуско-
вых, тормозных и длительно действующих режимов.

Пусковые и регулировочные характеристики силовых приводов

Силовой привод с механической трансмиссией имеет пусковые
характеристики, которые зависят только от свойств двигателя
и муфт сцепления, используемых при кратковременных режи-
мах пусков и остановок. В отличие от транспортных машин
в буровых установках нельзя использовать коробки передач
для разгона при пусковых режимах, так как силы инерции под-
нимаемой бурильной колонны значительно меньше сил сопро-
тивления, а время переключения коробки передач для измене-
ния скоростей подъема крюка относительно велико.

Если при пуске двигатель обладает способностью привести
в движение трансмиссию под нагрузкой (паровые машины и
электродвигатели постоянного и переменного тока с фазным
ротором), то в трансмиссии для соединения валов можно при-
менять жесткие муфты сцепления (зубчатые, кулачковые и Др.),
которые включают до начала движения. Разгон трансмиссии
происходит под нагрузкой при включенной муфте. При этом
двигатель преодолевает сопротивления от статического (рабо-
чего) сопротивления, инерционных сил трансмиссии и сопротив-
ления собственных вращающихся частей, т. е. уравнение меха-
нического равновесия при переходных процессах имеет следую-
щий вид:

Мд—Мст-МИд — Мит=О,	(IV.4)

где Мд и Жет — крутящий момент соответственно двигателя и
статических сопротивлений; Жвд и Жит— моменты инерционных
сил вращающихся частей соответственно двигателя и транс-
миссии.

Инерционные моменты

=	(IV. 5)

Здесь IOi — момент инерции вращающихся частей двигателя
и трансмиссии, Н*м-с2; ei — угловое ускорение валов, рад/с2.

Так как моменты инерции разгоняемых масс двигателем
значительны, то потери энергии при пусках могут сильно воз-
растать. Рациональное распределение инерционных масс между
валами двигателя и трансмиссии является важной задачей, осо-
бенно для подъемного механизма буровой установки, где пуски
и остановки весьма часты.

Для уменьшения момента сопротивления при пусках двига-
теля с механической трансмиссией либо изменяют характери-
стику двигателя (например, в двигателях постоянного тока
изменяют ток возбуждения), либо при ДВС включают в транс-
миссии фрикционные муфты и одновременно увеличивают по-
дачу топлива.

На рис. IV. 10 приведены пусковые характеристики силовых
приводов с механическими трансмиссиями. На рис. IV. 10, б по-
казано изменение моментов при пуске механической трансмис-
сии от двигателя с жесткой характеристикой (например, асин-
хронного электродвигателя).

Кривая 1 на рис. IV.10, а характеризует процесс пуска элек-
тродвигателя с механической трансмиссией с жесткой характе-
ристикой. Время разгона tK небольшое, при этом возникают
значительные инерционные моменты Л4И1 (рис. IV. 10, б), что
требует резкого увеличения крутящего момента двигателя и ве-
дет-к повышению силы пускового тока в 4—5 раз и более. Для
пуска трансмиссий под нагрузкой от электродвигателей пере-
менного тока большой мощности применяют фрикционные
муфты или муфты скольжения.
Кривая 2 на рис. IV. 10, а характеризует пуск трансмиссии
-от вращающегося электродвигателя с постоянной частотой вра-
щения (асинхронного или синхронного) через фрикционную
муфту. В этом случае время разгона tc (рис. IV. 10, а, точка Л2)
увеличивается, а требуемый при пуске крутящий момент двига-
теля меньше, чем в первом случае, так как Л4И1>МИ2; возни-
кающие инерционные моменты в трансмиссии могут частично

Рис. IV. 10. Графики изменения характеристик двигателей с механической
трансмиссией при пуске:

а, в — угловая скорость со; б, г — крутящий момент М

или полностью преодолеваться за счет инерционных моментов
вращающегося ротора двигателя. Однако при жесткой харак-
теристике двигателя и больших вращающихся массах повы-
шаются инерционные нагрузки на муфту, за счет чего в ней
увеличивается работа трения при скольжении во время вклю-
чения. .

Для снижения влияния инерционных нагрузок на крутящий
момент двигателя при его жестком соединении с трансмиссией
применяют асинхронные двигатели с ротором, имеющим фазо-
вую обмотку. В этом случае пуск происходит постепенно (кри-
вая 3 на рис. IV. 10, а) благодаря включению в обмотку ротора
сопротивлений. При этом инерционные моменты ротора двига-

Л?
теля и трансмиссии, а также статический момент преодоле-
ваются крутящим моментом самого двигателя. Время разгона

-больше, чем в первых двух случаях. Недостаток системы
электродвигателя с фазным ротором заключается в том, что
двигатели требуют довольно сложной пусковой аппаратуры,
причем улучшаются характеристики только процесса пуска.
При рабочем режиме характеристика остается жесткой.

На рис. IV. 10, виг приведены кривые пуска трансмиссии
от вращающегося двигателя с гибкой характеристикой, напри-
мер ДВС с включением трансмиссии фрикционной муфтой.
В этом случае при включении муфты угловая скорость двига-
теля (Од может снижаться (кривая 1), а угловая скорость транс-
миссии (От плавно увеличиваться (кривая 2) от 0 до точки Б
(рис. IV. 10, в). В этот период происходит проскальзывание
муфты сцепления. Разгон осуществляется частично за счет кру-
тящего момента двигателя и сил инерции его вращающихся
частей [см. формулы (IV.4) и (IV.5)]:

Л4д — Л4ст + Мит-~ Мид = Мст 4- Мит —-/д8	(IV.6)

(/д — момент инерции вращающихся частей двигателей; е —
угловое ускорение валов).

В точке Б (рис. IV. 10, в) скольжение муфты прекращается
((Од=(от = (Одт); дальнейший разгон между точками Б и В (кри-
вая 3) происходит плавно за счет увеличения энергии, подводи-
мой к двигателю по команде оператора, и трансмиссия не под-
вергается большим динамическим нагрузкам (рис. IV. 10, г,
точки 5'и В').

В силовых приводах с регулируемой механической транс-
миссией частоту вращения и крутящий момент на каждой из
ступеней можно регулировать только за счет диапазона регули-
рования и коэффициента приспособляемости самого двигателя.

На рис. IV.11 приведен график совместной работы ДВС
с нерегулируемой механической трансмиссией привода бурового
насоса. Кривая abc — внешняя характеристика двигателя
определяет изменение крутящего момента на валу двигателя
Л4д в зависимости от частоты его вращения пд при неизменной
полной подаче топлива. Прямые I—IV — регулировочные ха-
рактеристики, определяющие изменение параметров двигателя
при автоматически меняющейся от минимальной до полной по-
дачи топлива.

При совместной работе ДВС с нерегулируемой трансмиссией
важными являются точки с, d, е, определяющие зону устойчи-
вой работы двигателя. Точка е характеризует минимально ус-
тойчивую частоту вращения при холостом ходе. Нагружение
двигателя при частоте вращения Пдтш, соответствующей точке
е, приводит к его остановке. Точка d соответствует увеличен-
ной подаче топлива и определяет минимально возможную на-
грузку при минимальной частоте вращения двигателя, при ко-
торой обеспечивается его устойчивая работа. Точка с определяет
минимально устойчивую частоту вращения при работе под
нагрузкой.

Зона устойчивой работы двигателя расположена справа от
точки d. Если при номинальных крутящем моменте Мдн и ча-
стоте вращения п№ подачу приводимого им насоса регулировать
изменением его числа двойных ходов от nHmin до «ншах (по ло-
маной линии а—1—6), то его давление изменяется; от рН1Пах до
рн min. Так как отрезки а—1—2—3 и другие являются частью
характеристик циркуляционной системы, то при точном посте-
пенном снижении частоты вращения двигателя можно обеспе-
чить работу насоса при давлении рШах=const.

Рис. IV. 11. График совместной работы ДВС с нерегулируемой трансмиссией
привода насоса

Диапазон изменения частот вращения двигателя зависит от
конструкции топливной аппаратуры и ее настройки. Мини-
мально устойчивая частота вращения может быть на 40—60 %
меньше его номинальной частоты пда. При пуске трансмиссии
двигатель должен работать с частотой вращения, обеспечиваю-
щей его устойчивую работу. Поэтому режим работы двигателя
в начале пуска определяется частотой вращения пдп, при кото-
рой момент достигает значения Мдн (отрезок 5—6) регулиро-
вочной характеристики IV. Облегчение пуска такой трансмис-
сии достигается плавным включением фрикционной муфты
сцепления, в этом случае исключаются перегрузки и остановки
двигателя.

На рис. IV. 12 приведен график совместной работы транс-
миссии с трехступенчатой коробкой передач, ДВС и асинхрон-
ного электродвигателя, обладающего практически постоянной
номинальной частотой вращения. На рисунке также приведены
крутящие моменты Мэд и Мдвс. Точки I, II и III характеризуют
номинальный момент на различных ступенях коробки передач.
Заштрихованные площади Si, S2 и S3 соответствуют диапазо-
нам изменения нагрузок и частот вращения ДВС, а площади
А, А и A— асинхронного электродвигателя. Кривая Мп—
= const — идеальная кривая при полном использовании мощ-
ности.

Как видно из этого графика, ДВС обеспечивает гибкость си-
лового привода, в то время как асинхронные электродвигатели
практически такими свойствами не обладают и мощность их не
может полностью использоваться, например в приводе лебедок,
где подъем бурильных колонн происходит с последовательным

Рис. IV. 12. График совместной работы механической трансмиссии с коробкой
передач и двигателями различных типов

снижением нагрузки на крюке по мере извлечения колонны из
скважины за счет уменьшения числа поднимаемых свечей.

Силовой привод с полуавтоматической трансмиссией приме-
няется в буровых установках с целью улучшения пусковых и
рабочих характеристик. Для этого между двигателями и транс-
миссией устанавливают средство искусственной приспособляе-
мости. Двигатель со средством искусственной приспособляе-
мости представляет собой приводной агрегат, характеристика
которого отличается от характеристик двигателя и средства ис-
кусственной приспособляемости. При удачном подборе двига-
теля, имеющего регулируемую или строго постоянную частоту
вращения и средства искусственной приспособляемости, харак-
теристика агрегата будет полнее удовлетворять требования ис-
полнительной машины.
Для правильного и наиболее полнбгб ибпбльбойанйя возмож-
ностей нового агрегата необходимо знать основы взаимодей-
ствия двигателя со средством искусственной приспособляемости,
правила построения внешней характеристики агрегата, методы
ее изменения и подбора наилучшего сочетания характеристик.

При использовании ДВС и электродвигателей переменного
тока в качестве средств искусственной приспособляемости к ним
применяют гидродинамические турбомуфты и электродинами-
ческие муфты и турботрансформаторы. При использовании
электродвигателей постоянного тока никаких средств искусст-
венной приспособляемости не применяют, так как этот двига-
тель обладает характеристикой с широким диапазоном регули-
рования.

В полуавтоматических трансмиссиях применяют турбо- или
электродинамическую муфту. При пуске двигателя с небольшой
частотой вращения эти муфты передают незначительный кру-
тящий момент и при этом обеспечивают плавное включение и
разгон трансмиссии. Такие муфты также защищают двигатель
от перегрузок и внезапных остановок, так как при резком воз-
растании момента сопротивления на трансмиссии муфта не пе-
редает крутящего момента, превышающего расчетный. Если на
исполнительном механизме перегрузка действует длительно и
муфта работает с большим скольжением, то двигатели должны
быть отключены при помощи фрикционных муфт. В противном
случае происходит перегрев муфты, так как вся энергия двига-
телей превращается в теплоту, а к. п. д. муфты обратно про-
порционален скольжению.

В трансмиссиях этого рода особенно важно различать пе-
риоды совместной работы при пусках и длительных рабочих
режимах. В зависимости от характеристик двигателя, конструк-
ции муфты и рода исполнительного механизма пуск трансмис-
сии и режим использования привода могут осуществляться раз-
лично.

Полуавтоматические трансмиссии с гидродинамическими
турбомуфтами применяются в буровых установках как с двига-
телями с регулируемой частотой вращения (ДВС), так и
с электродвигателями переменного тока, имеющими практи-
чески постоянную частоту вращения. Турбомуфта состоит из
центробежного насоса, колесо которого соединено с валом дви-
гателя, и турбины, соединенной с вторичным (выходным) валом
(рис. IV.13).

Мощность (в кВт) на ведущем валу турбомуфты

Na = Я« = хРлдПа;	(IV.7)

и момент (в Н • м)

Ма = Ми = КрП1р5а,	(IV. 8)

где % — постоянный коэффициент, характеризующий турбо-
муфту, м-1; р — плотность жидкости, кг/м3; пя — частота вра-
щения первичного вала, об/мин; Ьа — активный диаметр круга
циркуляции, м.

Характеристика совместной работы двигателя с турбомуф-
той зависит от характеристик двигателя и муфты. В такой
трансмиссии турбомуфта должна обеспечить: 1) при пуске —
плавное увеличение частоты вращения трансмиссии от нуля до
максимальной; 2) высокий к. п. д. во всем диапазоне регулиро-
вания в пределах внешней характеристики двигателя.

Б 5

Рис. IV.13. Турбомуфта переменного наполнения ТМ-935:

/ — ведущий вал; 2— ведущий диск; 3— насосное колесо; 4 — воздушные каналы; 5 —
кожух; 6 —расходные ниппеля; 7 — вращающийся резервуар; S —турбинное колесо; За-
ведомый вал; 10— опорный кронштейн; 11— радиальные лопатки; 12 — черпачная труб-
ка; 13 — распределитель масла

Турбомуфты бывают с постоянным и регулируемым напол-
нением. Турбомуфты с регулируемым наполнением отвечают
перечисленным выше требованиям и применяются в буровых
установках. Характеристика такой муфты при постоянной ча-
стоте вращения двигателя приведена на рис. IV.14. На графике
также показано изменение к. п. д. (линия т]) от передаточного
отношения.

Кривые А и Б характеризуют нагрев рабочей жидкости
муфты. Кривая Б ограничивает длительный режим работы при
установленной допустимой температуре рабочей жидкости (на-
пример, для масла «индустриальное 20» допустимая температура
СббФайляет 116 \S), а кривая А ограничийаеФ допустимый
температурный режим (например, 130 °C) при кратковремен-
ных перегрузках. Как видно из этого графика, турбомуфта об-
ладает способностью длительно работать с к. п. д. = 0,78 и крат-
ковременно с к. п. д. = 0,55, передавая при этом полный крутя-
щий момент при различных наполнениях (кривые 1—5).

При уменьшении наполнения (кривые 6—9) турбомуфта пе-
редает меньший крутящий момент.

Длительность работы турбомуфты в том или ином режиме
скольжения определяется мощностью ее охлаждающей системы.

Рис. IV.14. Характеристика турбомуфты с регулируемым иаполиеиием при
постряииой частоте вращения иасоса:

наполнение муфты (в %): / — 100; 2 — 80; 3 — 70; 4 — 60; 5 — 55; 5 — 50; 7 — 48; 8 —
45; 9— 40; Mi и Мг — крутящие моменты на первичном и вторичном валах; ni н пз —
частоты вращения первичного н вторичного валов

Без системы принудительного охлаждения турбомуфта допу-
скает длительную работу при к. п. д. = 0,954-0,97. При постоян-
ной частоте вращения двигателя работа трансмиссии возможна
с высоким к. п. д., равным 0,904-0,98 при большом наполнении.
Плавный пуск трансмиссии с нулевой скорости при относи-
тельно небольших моментах возможен с небольшим наполне-
нием муфты.

На рис. IV. 15 приведены характеристики совместной работы
ДВС и турбомуфты с регулируемым наполнением. На графике
(рис. IV. 15, а) показаны зависимость момента Afi, развивае-
мого двигателем, от частоты его вращения нд и скольжение S
выходного вала муфты.

При полном наполнении муфта обладает большой жестко-
стью и при номинальной частоте вращения ДВС «да передает
номинальный момент Мда (точка а) при т] = 0,98. При увеличе-
нии момента сопротивления на приводимой трансмиссии крутя-
щий момент на выходном валу муфты может увеличиваться до
Л4дс (точка с, соответствующая предельно устойчивой частоте
вращения двигателя ияо). Линия cde является границей устой-
чивой работы ДВС при /1д min. К- п. д. муфты при увеличении
нагрузки снижается от т| = 0,98 до т) = 0,90, а скольжение увели-
чивается (rj=l—5).

Рис. IV.15. Характеристики совместной работы турбомуфты с регулируемым
иаполиеиием и двигателя с переменной частотой вращения:

а — полное наполнение муфты; б — минимальное наполнение муфты; пди, пдс и пдт|п
номинальная, допустимо устойчивая и минимальная частоты вращения двигателя соот-
ветственно; Мди и Мдс—крутящие моменты ДВС номинальный н максимальный; М —
крутящий момент вала муфты; 3 — скольжение

Режим работы муфты при минимальном ее наполнении
(рис. IV. 15, б) характерен низкими передаточными отноше-
ниями и и низким к. п. д. Крутящий момент на выходном валу
при и=т] = 0 (выходной вал остановлен) соответствует крутя-
щему моменту Mi (точка Ь) при частоте вращения двигателя,
равной 0,6 »дн, которая больше предела устойчивой частоты его
вращения »яс. Номинальный момент Мда (точка а) муфта раз-
вивает при i| = 0?22 и нрминальной частоту вращения ДВС пЯИ.
Рис. IV.16. Зависимость крутящего мо-
мента турбомуфты с постоянным напол-
нением от частоты вращения двига-
теля:

1, 2, 3, 4, 5 и 6 —кривые крутящих момен-
тов при относительных частотах вращения
двигателя соответственно 1; 0,9; 0,8; 0,7; 0,4
и 0,3

Ниже точки а муфта развивает моменты менее Л4ДН при т] =
= 0,224-0,6.

Поскольку крутящий момент, передаваемый муфтой, пропор-
ционален квадрату частоты вращения ее насосного колеса, то,
регулируя частоту вращения двигателя, можно изменять вели-
чину передаваемого момента. На рис.. IV. 16 показана зависи-
мость крутящего момента на вторичном валу муфты от частоты
вращения вала двигателя при 100 %-ном наполнении.

Как видно из графика, при частоте вращения 30—40 % от
номинальной крутящий момент на вторичном валу незначите-
лен; в ряде случаев он может быть недостаточен для привода
во вращение ненагруженной трансмиссии. Запуск ДВС при при-
менении с регулируемых турбомуфт может осуществляться без
отключения трансмиссии. При заторможенной турбомуфте ее
максимальный крутящий момент может в несколько раз пре-
восходить номинальный, поэтому турбомуфту следует подбирать
так, чтобы в случае внезапных перегрузок трансмиссии и рез-
ком снижении частоты вращения не происходило остановки дви-
гателя.

Электродвигатели переменного тока обладают пускорегули-
ровочными характеристиками, не отвечающими требованиям ос-
новных исполнительных механизмов буровой установки. Для
улучшения характеристик привода применяют турбомуфты. На
рис. IV. 17 приведены характеристики синхронного (линия Л4ДС)
и асинхронного (линия Л4да) электродвигателей. Для работы
с этими двигателями турбомуфта должна быть подобрана так,
чтобы ее пусковая характеристика при м=0 (парабола ос) пе-
ресекала кривую крутящего момента двигателя Л4да в точке с,
соответствующей максимальному моменту двигателя Мд
В этом случае для пуска может быть использован максималь-
ный момент двигателя, а не по кривой 0d, так как в точке d
момент значительно меньше Л4дтах. Характеристика входа тур-
бомуфты для выбранного передаточного отношения (например,
м=0,9, парабола оЬ) должна пересекать кривую II крутящего
момента М2 в точке 2, где момент имеет номинальное выбран-
ное значение.

Кривые I—VII характеризуют изменение крутящих момен-
тов М2 на выходном валу турбомуфты с различным наполнением
при частоте вращения двигателя пд=const. Как видно из гра-
120
Рис. IV. 17. Характеристика совместной работы электродвигателя перемен-
ного тока при ni = const и турбомуфты с регулируемым наполнением: .

7-100%; ZZ—80%; ZZZ-70%; ZV-60%; V-35%; VZ-25%; VZZ-16%

фика, если система охлаждения муфты достаточно эффективна,
то возможна длительная ее работа при частоте вращения (то-
чки а, 1, 2, 3, 4) ниже номинальной на 15—20 % при номиналь-
ном крутящем моменте Л4Н. Изменение крутящих моментов на

трансмиссии привода, как и
в ранее рассмотренных слу-
чаях, имеет вид ломаной ли-
нии 1—2—3—4. При мини-
мальной частоте вращения
и номинальной нагрузке
привод может работать
кратковременно, и он дол-
жен быть остановлен в слу-
чае достижения максималь-
но допустимой температуры

Рис. IV.18. Схема привода буро-
вого насоса от электродвигателя
с механогидравлической транс-
миссией, пд=const:

Z— буровой насос; 2—клииоремеииая
передача; 3 — трансмиссионный вал;

7	— фрикционная муфта; 5 — первич-
ный вал; 6 — резервуар рабочей
жидкости турбомуфты; 2 — турбо-
муфта с регулируемым иаполнеинем;

8	— синхронный электродвигатель; 9 —
холодильник
рабочей жидкости, которая обычно усТаНавлиВйеФсЯ на 20—
30 °C выше, чем для длительного режима.

В силовых приводах с электродвигателями переменного тока
и турбомуфтами для отключения двигателей применяют фрик-
ционные муфты. На рис. IV. 18 приведена схема привода
бурового насоса с механогидравлической трансмиссией. Для
отключения двигателя и улучшения пусковых характеристик
в трансмиссии установлены фрикционная муфта и регулируе-
мая турбомуфта.

3^5	6

11	10

Рис. IV.19. Силовой агрегат АЭГ600 синхронный электродвигатель — регули-
руемая турбомуфта:

7 —синхронный электродвигатель; 2 — турбомуфта; 3 —напорный бак; 4 — теплообмен-
ник; 5—пульт управления; б —ферма; / — трубопроводы; 3 — фрикционная муфта; S —
шкив; 10 — рама; 11 — подрамник

Силовой агрегат синхронный электродвигатель — турбо-
муфта с регулируемым наполнением бурового насоса показан
на рис. IV.19, а на рис. IV.20 приведена его пусковая характе-
ристика. Буровой насос подключен прямо к скважине без пу-
сковых задвижек. Пуск двигателя осуществляется при опо-
рожненной турбомуфте (точка а), затем начинается пассивный
разгон бурового насоса (до точки ft), потом активный до полу-
чения полного давления насоса Ртах. Таким образом, привод от
электродвигателей переменного тока с нерегулируемой часто-
той вращения при совместной работе с регулируемой турбомуф-
той может обеспечить только плавность пуска и не обеспечи-
вает длительного режима работы насосов и ротора. Поэтому
силовые агрегаты электродвигатель переменного тока — регули-
руемая турбомуфта можно использовать в буровых установках
для бурения неглубоких скважин с легкими условиями бурения
на электрифицированных нефтепромыслах.
Рис. IV.20. Пусковая ха-
рактеристика привода на-
соса от агрегата электро-
двигатель — турбомуфта
с регулируемым наполне-
нием:

пи пг и пз — частоты
вращения валов соответст-
венно двигателя, турбин-
ного колеса, турбомуфты;
Рн — давление на выходе
насоса, МПа; Та и Тл —
периоды пассивного и ак-
тивного разгона трансмис-
сии

Полуавтоматические трансмиссии с электродинамическими
муфтами скольжения (ЭМС) применяют для тех же целей, что
и трансмиссии с турбомуфтами, однако характеристика и дина-
мические свойства электродинамических муфт отличаются от
свойств турбомуфт.

Принципиальная схема ЭМС показана на рис. IV.21. Пер-
вичный вал с барабаном соединены жестко с валом двигателя
и во время его работы непрерывно вращаются. На выходном
валу с якорем смонтирована полюсная система с обмотками
возбуждения, питание к которым подводится от источника по-
стоянного тока через контактные кольца. При работе муфты
с небольшим скольжением охлаждение ее осуществляется воз-
духом, а при работе со значительным скольжением она должна
иметь водяное охлаждение, как показано на схеме. Конструкция
электродинамической муфты ЭМС-750 без водяного охлажде-
ния приведена на рис. IV.22.

Как для любой электрической машины, мощность (в кВт)'
на ведущем валу Л^д=Л^эмс; крутящий момент

мя = Мэис =	(IV-9)

где Da — средний расчетный диаметр по-
верхности сцепления, м; m — число сцеп-
ляющихся поверхностей; b — ширина по-
верхности сцепления, м; — удельная
сила сцепления, Па (ть = 70-4-100 кПа);

Рис. IV.21. Принципиальная схема элек-
тродинамической муфты скольжения с хо-
лодильником:

1 — ведущий вал; 2 — подшипник: 3 — якорь с об-
моткой; 4 — барабан; 5 — холодильник; 6 — кон-
тактные кольца; 7 — кожух токоподвода; 8 —
токоподвод; 9 — корпус муфты
kp — коэффициент режима, зависящий от мощности тока воз-
буждения, величины воздушного зазора, частоты вращения,
скольжения и т. д. (&р = 0,7-?0,9).

Рис. IV.22. Электродинамическая муфта скольжения ЭМС-750 с воздушным
охлаждением:

1 и 9 — ведомый и ведущий валы; 2 — кольцевой токоприемник; 3, 4 — шарикоподшип-
ники; 5 — корпус; 6 — статор; 7 — ротор; 3 и 10 — ролиподшипники

При совместной работе с двигателем ЭМС должна отвечать
тем же требованиям, что и турбомуфта, однако её характери-
стика изменяется по другим законам. На рис. IV.23 приведена

Рис. IV.23. Характеристики
совместной работы асинхрон-
ного двигателя с ЭМС

зависимость крутящего момента
двигателя Мда и ЭМС от час-
тоты вращения и мощности тока
возбуждения при совместной ра-
боте ее с асинхронным электро-
двигателем. В процессе работы
двигателя, барабан муфты все
время вращается, и при подаче
тока возбуждения в индукцион-
ные катушки якоря и относи-
тельном скольжении поверхно-
стей барабана и полюсов якоря
между ними возникают электро-
магнитные силы сцепления, ко-
торые вращают якорь со сколь-
жением относительно барабана.
Изменяя величину тока возбуж-
дения, можно изменять переда-
ваемый крутящий момент и тем самым регулировать частоту
вращения вторичного вала п2. Управление током возбуждения
осуществляется вручную с поста бурильщика или автоматиче-
ски по заданной программе.

При полном токе возбуждения и передаче номинального кру-
тящего момента к. п. д. такой муфты составляет 93—95 % • Мощ-
ность тока питания 2—3 % от мощности, передаваемой муфтой.
Крутящий момент М2 на вторичном валу ЭМС быстро возра-
стает и при 150—200 об/мин достигает номинального значения
Мн, а при 400—500 об/мин — почти максимального. Регулиро-
вание величины момента осуществляется изменением силы тока
возбуждения I от 20 до 100 %.

Электродинамические муфты без охлаждения могут дли-
тельно передавать номинальную мощность при передаточных
отношениях и = 0,95-4-0,98, а при мощйых холодильниках ы =
= 0,85 -г- 0,90. Допустимый нагрев муфты лимитируется темпера-
турой нагрева изоляции. Если сравнить характеристику ЭМС
с характеристикой турбомуфты, приведенной выше, то видно,
что характеристика ЭМС более жесткая, обеспечивает автома-
тическое регулирование в узком диапазоне и практически не из-
меняет передаваемого крутящего момента с изменением частоты
вращения двигателя. Кроме того, эти муфты имеют большую
массу вращающихся частей, создающую дополнительные дина-
мические нагрузки в трансмиссии при ее неравномерном вра-
щении.

Для уменьшения динамических нагрузок между двигателем
и ЭМС устанавливают дополнительно упругую муфту. Пример
такого решения силового агрегата привода лебедки показан на
рис. IV.24.

Полуавтоматические трансмиссии с турботрансформаторами
представляют собой турбомашину, которая состоит из центро-
бежного насоса, соединенного с первичным валом двигателя,
имеющим момент Mi, и направляющего аппарата, создающего
опорный момент Мз. Направляющий аппарат изменяет направ-
ление потока жидкости, выходящего из насоса или турбины. Ко-
лесо турбины соединено с выходным (вторичным) валом тур-
ботрансформатора и передает крутящий момент М2 на вал
исполнительного механизма. Турботрансформатор — это авто-
матическое устройство, работающее по заданным параметрам.
При постоянной частоте вращения насосного колеса крутящий
момент на ведомом валу М2 и опорный момент Л43 изменяются
в зависимости от его частоты вращения. Крутящий момент на-
сосного колеса сохраняется постоянным.

Комплексные или комбинированные турботрансформаторы
обладают качествами турбомуфт и турботрансформаторов одно-
временно. У них с уменьшением нагрузки на вторичном валу
при определенном соотношении частот вращения насосного и
турбинного колес направляющий аппарат получает возможность
вращаться в том же направлении, что и насосное колесо, не
создавая опорного момента, т. е. Л1з==0, и турбомашина рабо-
тает как турбомуфта.

Комплексный турботрансформатор ТТК-1 (рис. IV.25) пред-
назначен для работы с двигателями мощностью 220—230 кВт.
Ведущую часть его составляют насосное колесо 3 с чашей 1,
которые при помощи зубчатой муфты 12 сбединяются с колен-
чатым валом 11 двигателя. Турбинное колесо 2 с валом 7 и по-
лумуфтой 6 образует ведомую часть. Два направляющих аппа-
рата 8 и 9 установлены на обгонных муфтах 10 в корпусе 4.
Пазы обоймы 5 имеют переменную глубину, поэтому находя-

Рис. IV.24. Силовой агрегат привода лебедки синхронный двигатель — ЭМС:
1 — электродинамическая муфта скольжения ЭМС-750: 2 — упругая муфта; 3 — синхрон-
ный двигатель мощностью 450 кВт; 4 — рама

щиеся в свободной глубокой части паза ролики не препятст-
вуют вращению направляющих аппаратов. В этом случае пере-
дача работает как турбомуфта без изменения крутящего мо-
мента.

При увеличении нагрузки на выходном валу наступает по-
ложение, при котором поток жидкости с лопаток турбинного ко-
леса поступает в направляющий аппарат 8, затем в 9 и, оказы-
вая давление на вогнутые стороны лопаток, стремится повер-
нуть аппарат в направлении, обратном вращению турбинного
колеса. В это время ролики заклиниваются и препятствуют вра-
щению направляющего аппарата. При этом положении пере-
дача работает как турботрансформатор. Применение двух на-
правляющих аппаратов позволяет расширить зону работы тур-
ботрансформаторов с повышенным к. п. д.

Для поддержания необходимой вязкости рабочей жидкости
турботрансформатор снабжается специальной масляной систе-
мой охлаждения. Вязкость рабочей жидкости существенно
влияет на к. п. д. турбопередачи. Чем она ниже, тем выше к. п. д.
и тем меньше гидравлические потери. Этим объясняется стрем-
126
Рис. IV.25. Комплексный турботрансформатор ТТК-1

ление применять в качестве рабочих жидкостей турбопередач
маловязкие масла. Турботрансформатор является как бы короб-
кой передач с бесконечным числом передач и переменным
к. п. д., так как потери мощности в турботрансформаторе возра-
стают с увеличением передаточного отношения. Как для любой
турбомашины, мощность (в кВт) на ведущем валу турботранс-
форматора

N^N^pnffi,	(IV. 10)

момент (в Н • м)

M^M^pnffi,	(IV. 11)
Где Xi — коэффициент момента, характеризующий турботранс-
форматор; р — плотность жидкости, кг/м®; /гд — частота враще-
ния первичного вала, об/мин; Da — диаметр колеса центробеж-
ного насоса, м.

Мощность на вторичном (выходном) валу турботрансформа-
тора (в кВт)

=	(IV. 12)

Здесь г|т — к. п. д. турботрансформатора, который зависит
от конструктивного исполнения и передаточного отношения иц.

Рис. IV.26. Безразмерные характеристики совместной работы агрегата:
а — простой турботраисформатор; б — комплексный турботраисформатор; ТТ — зона ра-
боты турботрансформатора; ТМ — то же, турбомуфты

Крутящий момент на вторичном валу (Н-м)

MT=V21Mi,	(IV. 13)

где Х2 — коэффициент момента, зависящий от конструкции тур-
ботрансформатора.

Турботрансформатор можно использовать для работы с дви-
гателем с постоянной частотой вращения — двигателем пере-
менного тока. При постоянной частоте вращения входного вала
нерегулируемого турботрансформатора диапазон частот враще-
ния на выходном валу сокращается: поэтому в этом случае це-
лесообразно применять только регулируемые турботрансформа-
торы, у которых характеристика соответствует требованиям ис-
полнительных механизмов.

Турботраисформатор можно применять и для совместной
работы с двигателем с переменной частотой вращения ДВС.
На рис. IV.26, а показана характеристика совместной работы
ДВС и турботрансформатора. При постоянной максимальной
частоте вращения двигателя /гдтах кривые NT показывают изме-
нение мощности и т|, а Мт — изменение крутящего момента на
выходном валу турботрансформатора.

При постоянных моменте (Л1Д=const) и частоте вращения
вала двигателя (пд=const) крутящий момент Мт и мощность
N? будут изменяться автоматически в пределах ограниченных
значений к.п.д. (т] = 0,7) от точки а до точки с в соответствии
с изменением момента сопротивления на выходном валу. При
других значениях к.п.д. диапазон регулирования может быть
больше или меньше.

При переменной частоте вращения вала двигателя, например
ДВС, зона использования турботрансформатора, ограниченная
значением т] = 0,7, лежит в пределах площади abdc (заштрихо-
вано). Нижний предел этой зоны возможного использования
ограничен кривой мощности Л?То при наименьшей возможной ча-
стоте врзщвния вэлэ двигателя Лдпип* Кривая Мт0 соответствует
изменению крутящего момента на вторичном валу, а зона воз-
можного автоматического регулирования лежит между точками
b и d. Максимальная мощность iVTmax на вторичном валу и ма-
ксимальный к.п.д. могут быть получены только в очень узком
диапазоне (теоретически в одной точке Л).

Для расширения зоны регулирования при высоких к.п.д. мо-
жно применять комплексные турботрансформаторы, объединя-
ющие турботраисформатор и турбомуфту.

График совместной работы ДВС с комплексным труботранс-
форматором, снабженным двумя реакторами, показан на
рис. IV.26, б. Кривая NWK соответствует мощностям на выход-
ном валу при максимальной (ид=1,25) и минимальной (пдо =
= 0,75) частотах вращения первичного вала пл. Точка Б кривой
NTK отмечает начало действия первого реактора, а точка В —
второго реактора. После их включения турботраисформатор на-
чинает работать в режиме турбомуфты, что расширяет зону эф-
фективного использования baBd до зоны baBcdd' при q = 0,9.
Кривая Л4Т представляет собой автоматическое изменение кру-
тящего момента на вторичном валу в зависимости от его ча-
стоты вращения. Наличие двух реакторов повышает к.п.д. в зоне
между точками Бис. При одном реакторе к.п.д. изменяется от
точки Б до точки В.

Зона комплексного турботрансформатора abd'c (рис. IV.26,
б) значительно больше зоны abdc простого турботрансформатора
(рис. IV.26, а). В ряде случаев комплексный турботрансформа-
тор работает как простой. Если комплексный турботрансформа-
тор выбран с большим запасом момента, то он не будет рабо-
тать в режиме турбомуфты, поэтому эти трансформаторы всегда
следует выбирать по характеристике двигателя и исполнитель-
ного механизма.

Комбинированные полуавтоматические трансмиссии с муф-
тами скольжения и коробками передач применяют редко, по-
тому что при рабочих режимах, как указывалось, муфты сколь-

5 Заказ № 1379

129
жения не обеспечивают большого диапазона регулирования и
имеют при малых передаточных отношениях низкий к.п.д. В ка-
честве примера можно привести трансмиссию с приводом от
электродвигателей переменного тока с коробкой передач для
лебедок буровых установок «Уралмаш-4000ЭУ» и «Уралмаш-
5000ЭУ» (рис. IV.27). В этой трансмиссии для обеспечения па-

Рис. IV.27. Схема привода буровой лебедки с полуавтоматической трансмис-
сией, ЭМС, КПП и синхронными электродвигателями:

1 — синхронный электродвигатель; 2 — упругая муфта; 3 — ЭМС; 4 — карданный вал;
5 — цепной редуктор; 6 — четырехрядная цепь 4Пр-44, 45; 7 н 9 — упругая и шинно-
пневматическая муфты; 8 и // — быстроходный и тихоходный валы КПП; 10 — верт-
люжок; /2 —корпус КПП; /3 — кулачковая муфта сцепления; I, II, III и IV — цепи
первой, второй, третьей передач КПП н привода лебедки

раллельной работы двух синхронных электродвигателей и улуч-
шения пусковых характеристик лебедки применены электроди-
намические муфты скольжения. Такое решение скорее вынуж-
денное, чем технически обоснованное, так как два синхронных
двигателя не могут нормально работать на один вал без муфт
скольжения. Такая трансмиссия не обеспечивает бесступенча-
той передачи и может служить примером неудачного решения.

Применение турботрансформатора вместо ЭМС при той же
сложности конструкции и массе привода лучше бы обеспечило
требуемые пусковые качества, защиту двигателей от перегрузок
и длительную работу при более высоком к. п. д. и меньших ди-
намических нагрузках на трансмиссию и двигатель, обусловлен-
ных неравномерностью вращения исполнительных механизмов.
Комбинированные полуавтоматические трансмиссии с турбо-
трансформаторами и коробками передач широко применяются
в приводах буровых лебедок, а иногда и роторов, так как эти
механизмы требуют более широкого диапазона регулирования.
Коробка передач увеличивает диапазон регулирования частоты
вращения пропорционально собственному диапазону регулиро-
вания при высоком к.п.д.

Общий диапазон регулирования частоты вращения такой
трансмиссии

R — Лдйтт^КПП!

(IV. 14)

где /?д, /?тт И /?кпп — диапазоны регулирования соответственно
двигателя, турботрансформатора и коробки передач.

Рис. IV.28. Характеристики транс-
миссий с турботрансформатором и
трехступенчатой коробкой передач:
1 и Г — крутящий момент и мощность
на I передаче 2, 2'—* то же, на II пере-
даче; 3, 3'— то же, на Ш передаче

На рис. IV.28 приведен график совместной работы двига-
теля с постоянной частотой вращения, турботрансформатора и
трехступенчатой коробки передач.

В трансмиссиях для индивидуального привода таких меха-
низмов, как буровая лебедка, работающая в повторно-кратко-
временных режимах, применение комплексных турботрансфор-
маторов не всегда оправдано, так как работа на различных пе-
редачах (I, II и III) значительно увеличивает общий диапазон
регулирования при высоком к.п.д., а турботрансформатор не
успевает входить в режим работы турбомуфты.

Полуавтоматические электромашинные приводы постоянного
тока представляют собой сложный агрегат, в котором работают
совместно ДВС, электрогенератор и двигатель постоянного
тока. В буровых установках трансмиссии с электромашинными
передачами весьма разнообразны.

Следует различать электромашинный привод с питанием
электродвигателей постоянным током от автономных дизель-ге-
нераторных станций постоянного тока и с питанием током через
тиристорные выпрямители от промышленных сетей или авто-
номных электростанций переменного тока. В первом случае пу-
тем регулирования частоты вращения ДВС можно менять ре-
жим работы и диапазон регулирования электродвигателей при-

5*

131
водов. Этот тип привода позволяет иметь на буровой один тип
генераторов и двигателей. Однако благодаря своей простоте и
удобству второй тип привода применяется все шире.

§ 4. СОВМЕСТНАЯ ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАБОТА ДВИГАТЕЛЕЙ

Для увеличения надежности и маневренности, повышения ко-
эффициента использования установленной мощности в буровых
установках часто применяют групповые или индивидуальные
многодвйгательные приводы. Электродвигатели (не более четы-
рех) блокируют как параллельно, так и последовательно для

Рис. IV.29. Совмещенные внешние
характеристики двух ДВС, работаю-
щих на общую механическую транс-
миссию:

а — яа холостом ходу; б — при работе
под нагрузкой; I н 2 —внешние характе-
ристики первого я второго ДВС

Рис. IV.30. Характеристики работы
двигателя:

а — устойчивая; б — неустойчивая

передачи мощности на один вал приводов лебедок или насосов.
ДВС блокируют только параллельно (от двух до четырех) в об-
щем приводе агрегатов (лебедка, насосы и ротор).

Для группового привода необходимо, чтобы двигатели рав-
номерно нагружались и каждый двигатель мог бы отдавать
полную мощность. Это условие должно выполняться в процессе
работы при различных частотах вращения трансмиссии. Однако
оно трудновыполнимо, потому что внешние характеристики дви-
гателей всегда отличаются одна от другой вследствие различ-
ного количества энергии, подводимой к каждому двигателю.
Это объясняется тем, что характеристики устройств, регулиру-
ющих подачу энергии, всегда различны и зависят от отклоне-
ния размеров деталей, степени, их износа и др. Даже синхрон-
ные электродвигатели, имеющие теоретически одну частоту
вращения, в результате проскальзывания полюсов и колебаний
тока не могут работать параллельно на один вал без муфт
скольжения.

На рис. IV.29 показаны совмещенные характеристики двух
ДВС, работающих на общую трансмиссию. В первом случае
(рис. IV.29, а) двигатели отрегулированы так, что на холостом
ходу при частоте вращения пх (точка а12) мощности обоих дви-
гателей одинаковы: Wxi = Wx2- При работе же под нагрузкой при
рабочей частоте вращения пр мощности их неодинаковы: У1>
>Л^2 (точки bi и Ь2), и суммарная мощность двух двигателей
может не равняться сумме их номинальных мощностей. Во вто-
ром случае (рис. IV.29, б) двигатели отрегулированы так, что
при рабочей частоте вращения пр двигатели развивают одина-
ковую мощность (точка bi2) Ni = N2. При работе на холостом
ходу при частоте вращения пх каждый из двигателей будет раз-
вивать различную мощность N-s.i>Nx2 (точки ai и а2), и на всех
других режимах двигатели не будут нагружены одинаково.
В групповых приводах буровых установок, если несколько ДВС
работают на одну общую трансмиссию, то всегда при жесткой
блокировке суммарная мощность нескольких двигателей не ра-
вна сумме их номинальных мощностей:

^=а2^,	(IV. 15)

где а — коэффициент суммирования мощности, зависящий от
точности регулирования системы управления и питания двига-
телей (для двух ДВС «=0,8-4-0,95; для трех ДВС а=0,7 = 0,92,
для четырех ДВС а = 0,6-=-0,8); NRi — мощность каждого двига-
теля.

Поэтому в один привод не блокируют более четырех ДВС
в связи с понижением их суммарной мощности. То же наблю-
дается и при электродвигателях переменного тока, однако ин-
дивидуальной регулировки они не допускают. В случае блоки-
рования жесткой передачей нескольких асинхронных двигателей
для передачи их мощности на общий вал происходит их нерав-
номерная нагрузка при одинаковой частоте вращения.

Если в трансмиссии применяют устройства, допускающие
скольжение (электрические муфты, турбопередачи и др.), то
частоты вращения каждого двигателя будут различные и сум-
марная мощность привода в этом случае

(IV.16)
где т] — к.п.д. устройства, допускающего скольжение.

Устойчивая работа двигателей и трансмиссии обеспечивается
в том случае, если на части кривой характеристики двигателя
его момент Мд равен моменту сопротивления Мс. Устойчивый
режим соответствует точке пересечения линий MR и Мс
(рис. IV.30).

Условие устойчивого режима определяется неравенством
6<0
dco .

(со — угловая скорость).

На рис. IV.30 приведены характеристики работы двигателей.
Устойчивая работа (рис. IV.30, а) характеризуется тем, что при
изменении момента сопротивления от Мс' до Afc" ускоряющий
момент Мя— Ме уменьшается; в результате увеличивается уг-
ловая скорость. Из рис. IV.30, б видно, что изменение режима
нагрузки от Мс до Мо" при замедлении вращения невозможно,
так как МС">МЯ, а при изменении режима нагрузки от Мс' до
Мс"' ускоряющий момент увеличивается и происходит неограни-
ченный разгон двигателя. В связи с этим установившийся ре-
жим в пределах рабочего диапазона частот вращения двига-
теля в таком случае невозможен без изменения количества по-
даваемой двигателю энергии. Устойчивость работы двигателей
зависит от свойств регулятора и способности его изменять ко-
личество подводимой энергии в соответствии с характером из-
менения момента сопротивления.

Глава V

КОНСТРУИРОВАНИЕ СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ

§ 1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЕЙ

При конструировании силовых приводов прежде всего следует
решить вопрос о виде двигателей и роде энергии—жидком топ-
ливе, газе или электричестве. Тип привода для агрегатов буро-
вой установки определяется совокупностью условий их эксплуа-
тации. При неавтономном приводе следует применять электро-
двигатели переменного или постоянного тока с питанием от
сетей переменного тока. При выборе вида тока для питания дви-
гателей следует провести тщательный анализ пусковых, аварий-
ных и рабочих режимов, необходимо учитывать сложность
трансмиссии, возможность использования средств искусственной
приспособляемости, монтажеспособность, удобство транспорти-
ровки, стоимость оборудования и др. При автономном приводе
можно применять ДВС или ГТУ в сочетании со средствами
искусственной приспособляемости или электромашинными при-
водами постоянного тока.

Поскольку буровая установка является сложным компле-
ксом механизмов большой стоимости, ее изготовлению предше-
ствует подробный технико-экономический расчет, в результате
которого выявляются наиболее целесообразные решения конст-
рукции. В связи с этим вид привода и, следовательно, тип при-
меняемых двигателей определяют на самых ранних стадиях
проектирования, обычно еще при составлении эскизного про-
екта. В дальнейшем уточняют нагрузочные диаграммы двига-
телей и производительность отдельных механизмов.

Выбор электродвигателей

Электродвигатели в буровых установках следует применять для
индивидуального привода агрегатов. Установленная мощность
двигателей при этом будет несколько выше, чем при групповом
приводе. Однако это позволяет избежать использования слож-
ных трансмиссий, значительно упростить буровую установку и
улучшить ее монтажеспособность. Электропривод оправдывает
себя благодаря большой долговечности, простоте обслуживания,
не требует подвоза топлива и отличается большой экономично-
стью.

Мощность электродвигателя для насоса выбирают в зависи-
мости от его полезной мощности и к.п.д. передачи:

Л^дн = Af	(V.l)

где NB—полезная мощность насоса; kn= 1,05-ь 1,1 — коэффици-
ент перегрузки двигателя (выбирают в зависимости от темпе-
ратуры окружающей среды и условий охлаждения); щ = 0,90-е-
-ь0,95 — к.п.д. передачи от двигателя к насосу; ц2 = 0,8-ь0,9 —
к.п.д. насоса.

Несмотря на то что электродвигатель насоса работает в дли-
тельном режиме, рекомендуется его мощность выбирать так,
чтобы при полной нагрузке насоса двигатель работал с пере-
грузкой до 10 % его номинальной мощности при температуре
окружающей среды до 30 °C.

Частоту вращения электродвигателей надо выбирать в за-
висимости от характеристики трансмиссии, требуемой мощности
и их удельной массы. Например, один электродвигатель для
привода насоса мощностью 480—500 кВт с частотой вращения
750 об/мин имеет массу 5000 кг (10 кг/кВт), а при частоте вра-
щения 3000 об/мин его масса равна 2200 кг (4,5 кг/кВт). В то
же время во втором случае потребуется более сложная и доро-
гостоящая трансмиссия. Практикой установлено, что наиболее
надежные конструкции привода с механическими трансмисси-
ями могут быть получены при частоте вращения вала двигателя
750—1000 об/мин.

' Для привода буровых лебедок и насосов большой мощности
лучше применять блоки из двух, трех и четырех электродвига-
телей. Основанием для применения многодвигательного привода
является его большая надежность по сравнению с однодвига-
тельным приводом и возможность использовать менее мощные
и легкие двигатели. Суммарный динамический момент инерции
роторов двух двигателей ниже динамического момента инерции
ротора одного двигателя той же мощности, так как момент
инерции электродвигателя пропорционален его номинальному
моменту в степени 1,66. Два двигателя обеспечивают лучшую
маневренность, чем один, и меньшие потери при пусках. Кроме
того, частота включений каждого двигателя уменьшается, так
как их можно включать поочередно. Наконец, при многодвига-
тельном электроприводе может быть достигнута экономия ак-
тивной и реактивной энергии благодаря возможности перехода
на работу с меньшим числом двигателей при понижении на-
грузки (13]. Электродвигатели буровой лебедки выбирают для
условий работы в повторно-кратковременном режиме.

В большинстве случаев заводы-изготовители электродвига-
телей постоянного тока указывают мощности двигателя при
различных режимах. Для двигателей переменного тока это не
всегда делается и указывается только номинальная мощность
при длительном режиме работы в нормальных условиях и есте-
ственном охлаждении. Однако необходимо учитывать условия
охлаждения и время работы под нагрузкой и периоды остано-
вок. В этих случаях двигатели можно выбирать по эквивалент-
ному моменту, вызывающему те же потери, а следовательно, и
тот же нагрев, что и при действительном длительно действую-
щем моменте. Для расчета по эквивалентному моменту необхо-
димо располагать нагрузочными диаграммами привода, кото-
рые можно построить, если предварительно выбран двигатель.
Поэтому сначала необходимо определить номинальную мощ-
ность (в кВт)

Nдл — ^>лУл/^пт1п11тл>	(V.2)

где Рк — максимальный вес (в кН) колонны и подвижной части
талевой системы, поднимаемых со скоростью vK (в м/с); kn =
= 1,3-5-1,4 — коэффициент перегрузки двигателя привода ле-
бедки; т]п — к.п.д. передач от вала двигателя до вала барабана;
Птл — к.п.д. лебедки и талевой системы.

Таким образом, выбрав предварительно двигатель при изве-
стных мощности и частоте вращения, определяемой по задан-
ной скорости подъема и передаточному отношению трансмис-
сии, можно построить зависимости момента на валу электро-
двигателя от времени (нагрузочные диаграммы).

Затем надо вычислить эквивалентный момент электродвига-
теля

М9Д =

.. .. , , .2 /2z2 — Зг + 1 Y11	.

+	------ - j U + k

(V.3)

U + ^всп. м + О^ВСП.р

^всп. м^^всп. м>

где Mi — момент на валу электродвигателя при максимальной
нагрузке и работе на данной скорости; Ми — момент на валу
электродвигателя- при минимальной нагрузке и работе на дан-
ной скорости; М2 — момент, создаваемый весом одной свечи;
z — число свечей, поднимаемых на данной скорости лебедки;
ti — время подъема одной свечи; /всп -м— время машинных вспо-
могательных операций за цикл подъема одной смечи; /ВСпР—
время ручных вспомогательных операций за цикл подъема од-
ной свечи; а = 0,5 — коэффициент, учитывающий ухудшение ус-
ловий охлаждения двигателя при его остановках: Мвсп. м — мо-
мент двигателя при выполнении вспомогательных операций.

Если электродвигатель работает в течение всего цикла, как,
например, синхронные электродвигатели, а нагрузку включают
фрикционными муфтами, то в формуле (V.3) принимают а=1.
Эквивалентный момент должен быть меньше номинального мо-
мента двигателя, выбранного предварительно. В противном
случае нужно выбрать следующий тип двигателя (по габари-
там) или увеличить передаточное отношение трансмиссии, вновь
построить нагрузочную диаграмму и повторить расчет эквива-
лентного момента.

Если для привода лебедки применен электродвигатель по-
стоянного тока и частоту вращения регулируют изменением
напряжения тока возбуждения, то расчет следует вести по экви-
валентной силе тока якоря, для чего в формуле (V.3) необхо-
димо заменить значение моментов соответствующими значени-
ями силы тока I якоря. Выбранный таким обраозм двигатель
необходимо проверить на перегрузку, для чего сравнивают ма-
ксимальный момент нагрузки с максимальным моментом дви-
гателя, причем следует учитывать снижение момента, обуслов-
ленное понижением напряжения в сети [13]. Допустимая на-
грузка двигателей постоянного тока составляет (1,54-2,2) /и,
где /н— номинальная сила тока.

Электродвигатель следует проверить и на температуру пе-
регрева при пуске по упрощенной формуле

^Л2

/пер — -	<п.	(V.4)

1 /о

где /пер — температура перегрева, °C; ki — кратность пускового
тока; Д — плотность тока, А/мм2; /п — время пуска привода, с.

Полученное значение температуры обмоток двигателя за
время его разгона сравнивают с допустимой температурой при-
мененной изоляции.

Привод ротора может быть индивидуальным или групповым
от двигателя лебедки. Мощность приводного двигателя ротора
определяют аналогично расчету мощности для двигателей насо-
сов.

Выбор двигателей внутреннего сгорания (ДВС)

Существует большое разнообразие ДВС, отличающихся как по
характеристикам, частотам вращения, относительным массам,
роду применяемого топлива, так и по конструкции. При выборе
типа ДВС важно учитывать общую мощность силового привода,
мощность и характеристику двигателей, их число, частоты вра-
щения валов двигателей и трансмиссии, относительную массу,
надежность, долговечность, средства искусственной приспособ-
ляемости, конструкции двигателей и трансмиссии, требования
технологии бурения.

ДВС подобно электродвигателям переменного тока можно
использовать в качестве индивидуального привода агрегатов
буровой установки. Однако практика показала, что это нера-
ционально, так как увеличивается общее число двигателей уста-
новки, а к этому можно прибегать только в крайних случаях.
Лучше проектировать групповые силовые приводы.

Общая мощность силового группового привода определяется
наибольшей одновременно потребляемой мощностью. Мощность
ДВС при  повторно-кратковременном режиме для привода ле-
бедки принимают на 20—25 % ниже номинальной, а при дли-
тельном режиме для привода насосов и ротора на 35—40 %
ниже номинальной. При этом следует учитывать мощность, по-
требляемую вспомогательными механизмами. Рациональное чи-
сло двигателей выбирают в зависимости от общей требуемой
мощности силового привода и мощности каждого двигателя.

От группового силового привода энергия передается на бу-
ровые насосы, лебедку и ротор, поэтому его характеристика
должна учитывать особенности требований, предъявляемых
к каждому из этих агрегатов. При правильно сконструирован-
ном силовом приводе с хорошо подобранными ДВС и трансмис-
сией характеристика привода будет полнее удовлетворять тре-
буемым условиям технологии бурения, чем при электродвига-
телях переменного тока с такой же трансмиссией, так как ДВС
допускают регулирование частоты вращения в довольно широ-
ких пределах, а электродвигатели переменного тока практи-
чески имеют постоянную частоту вращения, за исключением
асинхронных двигателей с вентильным каскадом (система
АВК). Эта система обеспечивает регулирование частоты вра-
щения в диапазоне 0,5 ип до пв, что не отвечает требованиям ни
пусковых, ни аварийных режимов работы основных механизмов.

При использовании в трансмиссиях с ДВС турботрансфор-
маторов диапазон регулирования частоты вращения будет еще
шире. В силовых приводах лебедок следует применять ДВС
с характеристикой, обеспечивающей быстрый разгон, хорошую
приспособляемость и устойчивость работы при различных ре-
жимах, хорошую приемистость.

Современные буровые установки в зависимости от типораз-
мера должны располагать мощностью 1000—3000 кВт и выше.
Применять один двигатель такой мощности нецелесообразно.
Для обеспечения надежности ведения буровых работ необхо-
димо оставлять включенным хотя бы один двигатель даже во
время остановок при спуске, подъеме или бурении; другие дви-
гатели должны быть в состоянии готовности к работе. При оста-
новке всех двигателей в случае задержки их пуска возможна
авария в скважине. Держать на холостом ходу двигатели боль-
шой мощности неэкономично, кроме того, мощные быстроход-
ные двигатели с большими вращающимися массами вызвали бы
недопустимые динамические нагрузки при резких изменениях
режима их работы. Практикой установлено, что наиболее ра-
циональная мощность одного двигателя в групповом приводе
300—1000 кВт. Число двигателей и мощность каждого из них
надо выбирать в зависимости от класса и типа буровой уста-
новки.
В небольших установках можно применять два-три двига-
теля мощностью 200—300 кВт каждый, в более крупных — до
четырех двигателей мощностью по 500—1000 кВт. Для силовых
приводов буровых установок рекомендуется применять ДВС
шести- и восьмицилиндровые с линейным расположением ци-
линдров, а также восьми- и двенадцатицилиндровые с V-образ-
ным расположением цилиндров. Можно блокировать до четырех
двигателей при высоком коэффициенте использования мощности
каждого двигателя.

Необходимо иметь в виду, что в зависимости от типа транс-
миссии и способа регулирования двигателей мощность силового
привода составляет 0,60—0,95 суммы номинальных мощностей
всех двигателей. Естественно, чем меньше двигателей блоки-
руют и чем совершеннее трансмиссия, тем полнее используется
мощность каждого двигателя. При применении турботрансфор-
маторов в приводе его общий к.п.д. снижается и составляет
0,6—0,8. Для повышения мощности силовых приводов буровых
установок целесообразно увеличивать не число двигателей,
а мощность каждого из них, что упрощает конструкцию транс-
миссии.

При определении мощности силового привода буровой уста-
новки следует учитывать температуру окружающей среды и
высоту над уровнем моря. Двигатель, работающий на нижнем
пределе температуры охлаждающей воды, развивает меньшую
мощность. При высокой температуре окружающей среды требу-
ется более интенсивно охлаждение двигателя, на что также за-
трачивается дополнительная мощность. Из этих соображений
охлаждающие системы должны быть регулируемыми.

Частота вращения коленчатых валов ДВС и их относитель-
ная масса определяют характеристику и массу конструкции.
Попытка применения в буровых установках с механическими и
гидравлическими трансмиссиями тихоходных тяжелых ДВС не
дала положительных результатов, так как эти двигатели не об-
ладают необходимой маневренностью (их относительная масса
неприемлемо велика).

Лучшие результаты в приводах с механическими трансмис-
сиями дают ДВС, работающие на жидком или газообразном
топливе, со средними частотами вращения, диапазоном устой-
чивой работы при частоте вращения коленчатого вала 800—
1600 об/мин. В приводах с гидравлическими и электрическими
передачами целесообразно применять двигатели с частотой вра-
щения 1200—1600 об/мин и относительной массой 6—12 кг/кВт,
причем меньшие значения относятся к более мощным двигате-
лям. Такие частоты вращения валов позволяют значительно
проще решить конструкцию трансмиссии, а небольшая масса
обеспечивает необходимую мобильность установки. Двигатели
с большими частотами вращения требуют применения в меха-
нических трансмиссиях понижающих редукторов, поэтому при-
менение их нецелесообразно в этом случае.
Двигатели со средними частотами вращения по сравнению
с высокочастотными в этих условиях имеют следующие преиму-
щества: меньший износ, большую надежность работы и устой-
чивость режима, лучшую приспособляемость к внешней на-
грузке, меньшее общее передаточное отношение между двига-
телями и исполнительными механизмами и более простую кон-
струкцию трансмиссии. Кроме того, высокочастотные двигатели
имеют более высокий класс точности изготовления, что услож-
няет их ремонт и эксплуатацию. Двигатели с повышенной часто-
той вращения менее экономичны, поскольку их экономичность
в значительной степени определяется долговечностью, а их ре-
сурс значительно ниже.

Практика эксплуатации показала, что применение в буро-
вых установках ДВС, используемых в транспортных машинах,
без соответствующей переделки и приспособления к специфике
работы буровых установок положительных результатов не дает.
Моторесурс таких ДВС в 2—4 раза меньше, чем моторесурс
ДВС, специально приспособленных для привода буровых уста-
новок.

Средства искусственной приспособляемости и характери-
стика трансмиссии имеют большое значение при выборе типа
двигателя. При механической трансмиссии целесообразнее при-
менять двигатели, обладающие большой маневренностью и мень-
шей частотой вращения, но с большим диапазоном ее регулиро-
вания, чем при турботрансформаторах. В современных сило-
вых приводах с турбопередачами, получившими широкое
распространение, лучше применять высокочастотные двигатели.
Хотя эти трансмиссии имеют низкий к.п.д., но их эксплуатаци-
онные качества являются решающими.

При использовании в трансмиссии электромашинной пере-
дачи постоянного тока к маневренности и приемистости ДВС
предъявляются менее жесткие требования. Можно применять
для привода электрогенераторов как более тихоходные и тя-
желые двигатели, так и легкие и быстроходные. Выбор двигате-
лей в этом случае определяется экономическими соображени-
ями, монтажеспособностью и транспортабельностью. Конструк-
ции двигателей и трансмиссии во всех случаях должны быть по
возможности просты, надежны в работе, удобны в монтаже, де-
монтаже и при транспортировке. Основные технические требо-
вания, которым должны удовлетворять силовые приводы буро-
вых установок с ДВС для глубокого бурения, приведены ниже:
приводить в действие не менее двух насосов от группового
силового привода либо один насос от этого группового привода,
а второй от самостоятельной группы двигателей;

допускать блокировку не более четырех двигателей;

частота вращения валов привода не должна превышать до-
пускаемых частот существующих передач (клиноременных,
с многорядными втулочно-роликовыми цепями или зубчатых);

инерционные нагрузки должны быть по возможности мини-
малыш, вращающиеся части — уравновешены, амплитуда виб-
рации любой точки двигателя при всех режимах работы дол-
жна быть не более 0,2 мм;

для включения валов и передач привода использовать
муфты, допускающие включение на ходу (фрикционные, элект-
родинамические и др.);

кинематика должна позволять передачу мощности всех дви-
гателей либо только на лебедку, либо только на буровые на-
сосы, либо на насосы и ротор одновременно.

Конструкция двигателей должна предусматривать отключе-
ние на ходу одного или нескольких двигателей и их остановку
без нарушения работы всего привода. Все двигатели и опера-
тивные муфты сцепления должны допускать дистанционное уп-
равление — пневматическое, электрическое или механическое.

Конструкция силового привода и его монтажно-транспортная
база должны обеспечивать возможность его перемещения в ком-
плекте без разборки на гусеничных или пневмоколесных тележ-
ках на относительно небольшие расстояния в пределах одного
промыслового района, а также возможность поагрегатной транс-
портировки наземным или авиатранспортом общего назначения
при дальних перевозках либо в осложненных дорожных усло-
виях. Конструкция силового блока должна обеспечивать воз-
можность быстрой замены вышедшего из строя двигателя дру-
гим. Зубчатые и цепные передачи следует помещать в герме-
тичные кожухи и обеспечивать надежную смазку. Клиноремен-
ные передачи необходимо защищать от попадания пыли и сма-
зки, а все движущиеся части закрывать ограждениями.

ГОСТ 12 139—79 установлен ряд мощностей двигателей для
бурения скважин на нефть и газ: 80, 100, 130, 160, 200, 250, 300,
400, 500, 800, 1000 и 1250 кВт. Коэффициент собственной при-
способляемости этих двигателей должен быть не ниже 1,15.

Степень неравномерности частоты вращения двигателя при
полной подаче топлива не должна превышать 8—12%; уровень
звуковой мощности двигателя на расстоянии 0,6 м со стороны
выхода отработавших газов не более ПО дБ. Время разгона
двигателя без нагрузки от минимальной частоты вращения на
холостом ходу до установившейся максимальной (при, резком
переводе рычага управления в положение полной подачи топ-
лива) не должно превышать 4 с. Удельный расход топлива при
максимальной мощности не более 250 г/(кВт-ч). Охлаждение
дизеля жидкостное; пуск — электростартером или сжатым воз-
духом.

§ 2.	КОМПОНОВКА СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ И ТРАНСМИССИЙ

Электропривод переменного и постоянного тика

Для буровых установок в нашей стране широко применяется
электропривод с двигателями переменного тока. Его используют
главным образом как индивидуальный привод агрегатов. За
рубежом практически применяют только электродвигатели посто-
янного тока с питанием от автономных генераторов. Плановое
ведение буровых работ в СССР и возможность передачи уста-
новок одного предприятия другому позволяют применять бу-
ровые установки с приводом от электродвигателей переменного
тока, питаемых от центральных электросетей. По мере развития
работ на месторождении установки с автономным приводом от
ДВС заменяют более экономичными с неавтономным приводом
от электродвигателей. Однако независимо от рода тока компо-
новка многодвигательных электроприводов зависит от типа пе-
редачи и способа блокировки.

Рис. V.J. Схемы блокировки электродвигателей:

а — соосное расположение двух двигателей, блокировка общим валом; б —соосное
расположение, блокировка гибкой связью двух двигателей на трансмиссионный вал;
в — параллельная блокировка двух двигателей зубчатой передачей; г — соосное распо-
ложение, комбинированная блокировка; М — электродвигатель; 1 — гибкая связь — цеп-
ная или клиноременная передача; 2 — трансмиссионный вал лебедки или насоса; 3 —
передача на исполнительный механизм

На рис. V.1 приведены схемы блокировки электродвигателей
переменного или постоянного тока. Каждая из этих схем имеет
преимущества и недостатки, и выбор той или иной компоновки
зависит от ряда факторов.

1.	Допустимая мощность, передаваемая трансмиссией на
промежуточный вал. Если суммарная мощность двигателей
меньше допустимой для передачи, то предпочтительнее схема:
а) с одной передачей и соосной блокировкой двух двигателей
общим валом (рис. V.1, а); б) если допустимая мощность для
передачи меньше мощности двух двигателей, то предпочтитель-
нее схема, где мощность каждого двигателя передается на об-
щий трансмиссионный вал (рис. V.1, б).

2.	Допустимая частота вращения блокирующей трансмиссии.
Если частота вращения двигателя превышает значение, допу-
стимое для трансмиссии с гибкой связью, то предпочтительнее
схема, где блокировка выполнена зубчатым редуктором, для
142
передач которого допустимая частота вращения больше ча-
стоты вращения двигателя (рис. V.1, в).

3.	Мощность двух двигателей недостаточна. В этом случае
можно использовать третий двигатель с передачей его мощности
отдельной трансмиссией на общий вал (рис. V.1, г).

Электродвигатели постойного тока и реже асинхронные пе-
ременного тока блокируют (до четырех) на одну трансмиссию.
Это позволяет варьировать используемую мощность, обеспечи-
вать необходимую надежность и снижать момент инерции, что
увеличивает гибкость силового привода. Реверсивность электро-
двигателя упрощает кинематику привода, так как не требует
в трансмиссии передачи обратного хода. В установках для бу-
рения скважин глубиной 6000—12 000 м применяют электропри-
вод постоянного тока лебедки, буровых насосов, ротора.

На рис. V.2 приведена схема силового электропривода посто-
янного тока лебедкц и буровых насосов установки, рассчитан-
ной на бурение скважин глубиной до 7000 м. Лебедки приво-
дится от двух соосно сблокированных электродвигателей посто-
янного тока мощностью 800 кВт каждый, с номинальной
частотой вращения 1100 об/мин (напряжение 830 В, сила тока
960 А). Буровые насосы имеют индивидуальный привод от та-
ких же электродвигателей с питанием их от шести генераторов,
последовательно сблокированных соосно по,два и приводимых
от трех дизелей.

Электродвигатели постоянного тока большой мощности мо-
жно соединять непосредственно с трансмиссией, так как они поз-
воляют запускать трансмиссию под нагрузкой; однако для повы-
шения приемистости многодвигательного электропривода при
малых нагрузках целесообразно с целью уменьшения динами-
ческих моментов инерции применять фрикционные муфты:
этими муфтами отключают неработающие двигатели. Мощные
электродвигатели переменного тока обладают значительным
динамическим моментом инерции якоря и вызывают большие
динамические нагрузки вследствие малого периода разгона.
В таких случаях между двигателем и трансмиссией необходимо
устанавливать фрикционную муфту, что улучшает пусковые ка-
чества. Также целесообразно применять электродинамические
или турбомуфты и фрикционные муфты одновременно. Эти му-
фты допускают скольжение 15—30 % и улучшают параллель-
ную работу насосов. Однако все эти устройства усложняют
трансмиссию по сравнению с трансмиссиями привода от элект-
родвигателей постоянного тока.

В передачах большой мощности для уменьшения массы, раз-
меров, а также передаваемой каждой передачей мощности при-
меняют привод от соосно расположенных, но не сблокирован-
ных непосредственно между собой двух электродвигателей, пе-
редающих на трансмиссионный вал мощность с помощью двух
цепных или клиноременных передач. Такие конструкции начали
использовать после создания электродвигателей с охлаждением.
£
О
в
о
0

Рис. V.2. Электропривод постоянного тока лебедки и буровых насосов:

1 ДВС __ приводов генераторов постоянного тока; 2— генераторы постоянного тока; 3 — электродвигатели; 4 — буровые насосы; 5~
гательный насос; 6 — лебедка; 7 — линии питания электроэнергией (сплошные линии—подъем колонны; штриховые линии — бурение)
Например, при таком решении удается уменьшить в 1,5 — 2 раза
массу блока двигатель—насос, установив двигатель над насо-
сом (рис. V.3) или за ним. Это обеспечивает большую компакт-
нрсть конструкции, что особенно важно при ограниченности
площади, например для плавучих буровых установок или уста-
новок для кустового бурения, а также повышает мобильность
установок. Недостатки такой конструкции — небольшое рассто-
яние между осями валов двигателя и насоса, почти вертикальное

Рис. V.3. Привод насоса от двух
электродвигателей постоянного тока:
1 — электродвигатель; 2 и 5 — цепные
трансмиссии; 3 — буровой насос; 4 —рама

Рис. V.4. Привод барабанного вала
лебедкн от четырех электродвига-
телей постоянного тока, сблокиро-
ванных зубчатыми передачами:

1 — электродвигатели постоянного тока;
2 —рама; 3 — вал барабана лебедкн: 4 —
барабан лебедки; 5 — вентилятор охлаж-
дения; 6 — зубчатый редуктор; 7 — инер-
ционный тормоз двигателя; 8 — вертлю-
>kqk подачи воды к тормозу лебедки

расположение цепной трансмиссии, что снижает ее долговеч-
ность.

Пример параллельной блокировки четырех электродвигате-
лей постоянного тока на общий вал барабана лебедки приведен
на рис. V.4. Двигатели сблокированы через редуктор с зубча-
той шевронной передачей по два с каждой стороны от барабана
буровой лебедки. Это конструктивное решение удачное, так как
не требуются коробка передач и фрикционные муфты между
двигателями и блокирующим редуктором.

Блокировка двух параллельно расположенных асинхронных
электродвигателей для привода лебедки (рис. V.5) неудачна,
так как усложняется конструкция. В этом случае необходимо
устанавливать фрикционные муфты между двигателем и блоки-
рующей трансмиссией для облегчения их пуска, отдельно от
блокирующей трансмиссии располагать коробку передач, что
увеличивает массу и стоимость трансмиссии.
Привод от ДВС

Привод буровых установок от ДВС широко используется в бу-
ровых установках, рассчитанных на бурение сравнительно не-
глубоких скважин (1000—1500 м). В этих случаях рекоменду-
ется применять блок из одного-двух двигателей общей мощно-
стью до 600 кВт. Для бурения скважин глубиной 2000—6000 м

Рис. V.5. Привод лебедки через коробку передач от двух асинхронных элек-
тродвигателей:

/ — коробка передач; 2 —цепная блокирующая трансмиссия; 3 — фрикционная пневмо-
муфта; 4 — рама; 5 — асинхронные электродвигатели

применяют групповые приводы с блокировкой до четырех ДВС
с общей мощностью 1600 кВт. Оси ДВС и валов лебедок сле-
дует располагать параллельно во избежание применения кони-
ческих зубчатых передач. В буровых установках для бурения
глубоких скважин три или четыре двигателя располагают ли-
нейно или группами также параллельно осям валов лебедки.
Поперечное расположение более двух двигателей усложняет
конструкцию трансмиссии и компоновку оборудования уста-
новки.

На рис. V.6 приведены схемы блокирования двигателей, при-
меняемые в силовых приводах. Недостаток схемы с линейным
Рис. V.6. Схемы параллельного блокирования ДВС в групповых приводах:

/ — силовой агрегат с ДВС; 2 -^коробка передач; 3 — блокирующая трансмиссия; 4 —
фрикционная муфта; 5 — трансмиссия привода иасоса; 6 — трансмиссия привода ко-
робки передач; 1,8 — трансмиссии привода лебедки с тихой и быстрой скоростями; 9 —
карданный вал; 10— буровой насос; 11 — зубчатый конический редуктор

расположением двух двигателей и приводом насоса от общего
вала (рис. V.6, а)—передача всей мощности через привод об-
щего вала насосов. На рис. V.6, б показана аналогичная схема
линейного расположения четырех двигателей с раздельным
отбором мощности на привод каждого насоса. Привод, выпол-
ненный по этой схеме, более маневренный. Такие схемы целесо-
образно применять в силовых приводах с четырьмя двигате-
лями. При двух и трех двигателях лучше использовать схему,
приведенную на рис. V.6, а.

В мощных установках ДВС лучше блокировать цепными пе-
редачами, а в установках небольшой мощности — клиноремен-
ными. При необходимости избежания цепных передач или
уменьшения их числа приводы от ДВС могут быть выполнены
по схемам, показанным на рис. V.6, виг. Двигатели можно
блокировать карданными и зубчатыми передачами (рис. V.6, в).
При быстроходных ДВС для снижения скоростей движения це-
пей применяют зубчатые редукторы (рис. V.6, г), однако это
усложняет конструкцию.

По схеме на рис. V.6, д четыре двигателя сблокированы
в виде отдельных двухдвигательных блоков с передачей мощно-
сти к коробке карданными валами. В этой схеме двигатели
имеют правое и левое направления вращения. Такое решение
применять не рекомендуется, так как при этом нужны ДВС спе-
циального исполнения.

Блокирование двигателей коническими зубчатыми переда-
чами и карданными валами (рис. V.6, е) можно применять
в случаях, когда имеется зуборезное оборудование высокого
класса. Во всех рассмотренных схемах можно применять тур-
бомуфты, электромуфты или комплексные турботрансформа-
торы. Трансмиссии с электроприводом постоянного тока имеют
более простую конструкцию, чем приводы с механической бло-
кировкой ДВС.

На рис. V.7 показана кинематическая схема силового при-
вода с четырьмя ДВС общей мощностью 1000 кВт, сблокиро-
ванными цепной трансмиссией, с раздельным приводом двух
насосов клиноременными передачами.

Цепные передачи силовых приводов работают при высоких
частотах вращения (1000—1200 об/мин) и передают большие
мощности, в ряде случаев до 3000 кВт на один вал. Для работы
в таких условиях цепные передачи необходимо монтировать
в жестких сварных герметичных корпусах и обеспечивать обиль-
ную смазку под давлением для охлаждения трансмиссии. Та-
кие конструкции требуют точного центрирования валов и дви-
гателей с трансмиссией для обеспечения их соосности.

Чтобы облегчить монтаж двигателей и улучшить работу
трансмиссий, валы двигателей следует соединять короткими
карданными валами. Последние позволяют передавать большие
мощности и значительно упрощать монтаж агрегатов. Блоки-
ровка более двух мощных двигателей клиноременной передачей
не рекомендуется, так как это усложняет периодическую под-
тяжку ремней.

Все механизмы и блоки с двигателями силового привода
следует монтировать на общей раме из нескольких продольных
148

балок, соединенных поперечными траверсами. Раму лучше вы-
полнять сварной конструкции из профильного проката или ли-
стовой стали, а концевые траверсы — из труб. Нижний полоз
рамы надо загибать вверх в виде салазок для облегчения по-
грузки или перемещений при монтаже.

Можно выполнять трансмиссии силового привода с блоки-
ровкой двигателей при помощи конических зубчатых передач,
однако эти конструкции распространения не получили вследст-
вие сложности изготовления и затруднений в эксплуатации. Бло-
кирующие трансмиссии силовых приводов разнообразны, совер-
шенство их конструкции зависит от технологических возможно-
стей завода-изготовителя. Трансмиссии с электро- или турбо-
муфтами и турботрансформаторами изготовляют аналогично
механическим. Одновременное применение в одной трансмиссии
турбомуфт и турботрансформаторов нерационально: при необ-
ходимости лучше применять комплексные турботрансформа-
торы.

Практически во всех случаях первичными двигателями яв-
ляются ДВС, работающие на жидком или газообразном топ-
ливе. Для бурения скважин небольшой глубины до 3 тыс. м
обычно применяют силовые приводы с механической трансмис-
сией. Для бурения скважин глубиной 3 — 5 тыс. м используют
различные конструкции дизель-гидравлических приводов. Этот
привод обладает достаточным диапазоном регулирования ча-
стоты вращения и обеспечивает требуемую гибкость. Для буре-
ния скважин глубиной более 6 тыс. м применяют электропривод
постоянного тока с питанием от дизель-генераторных станций
либо дизель-гидравлический привод. По характеристикам, диа-
пазонам регулирования и надежности эти приводы равноценны.

В случаях, когда мощность группового дизельного блока не-
достаточна для привода насосов, применяют индивидуальный
привод от ДВС, а иногда и индивидуальный привод ротора.

Ряд технологических преимуществ силовых приводов посто-
янного тока, большая их надежность в эксплуатации и долго-
вечность делают этот тип пригодным для всех буровых устано-
вок при различных глубинах бурения.

Технические характеристики силовых приводов буровых
установок, изготовляемых в Советском Союзе, приведены
в табл. V.1, а в табл. V.2 для сравнения указаны данные при-
водов зарубежных фирм.
Таблица V. 1 Характеристика силовых приводов с ДВС буровых установок заводов СССР
I	Установка

S
со
сх
со
с
Таблица V.2 Характеристика силовых приводов с ДВС буровых установок зарубежных фирм

Глава VI

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ КОРОБОК
ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ И ТРАНСМИССИЙ

§ 1.	КОРОБКИ ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ

В силовых приводах буровых установок с электроприводом
либо с приводом от ДВС для увеличения диапазона регулиро-
вания лебедки или ротора применяют коробки перемены пере-
дач (КПП) разнообразных конструкций как с цепными, так и
с зубчатыми передачами или с комбинированными.

Цепные КПП следует использовать в мощных буровых уста-
новках для глубокого бурения, а зубчатые — в самоходных ус-
тановках для бурения скважин небольшой глубины. В цепных
КПП зубчатые передачи применяют для изменения угла осей;
валов, например для привода ротора карданным валом, дли
для получения обратного вращения ротора, а в зубчатых КПП
в последнем случае используют цепные передачи. Такие реше-
ния упрощают конструкцию. В 'зубчатой КПП для получения
обратного вращения при помощи зубчатой же передачи, а в цеп-
ных при помощи цепи приходится применять еще один допол-
нительный вал с промежуточной шестерней или звездочкой.
Цепные КПП рекомендуется выполнять двухвальными, зубча-
тые— двух- и трехвальными, так как в цепных КПП жела-
тельно иметь большее расстояние между валами для увеличения
числа звеньев и долговечности цепной передачи, а в зубчатых,
наоборот, возможно меньшее для снижения окружных ско-
ростей.

На рис. VI.1 приведены схемы, по которым могут выпол-
няться КПП.

На рис. VI.l,a показана удачная схема двухвальной четы-
рехскоростной КПП с зубчатыми цилиндрическими передачами,
с переключением скоростей передвижением блоков шестерен и
цепной передачей для обратного вращения (OB). С точки зре-
ния кинематики эта коробка менее удачна. Она имеет две за-
медляющие и две ускоряющие передачи. Частоты вращения ис-
полнительных механизмов лебедки и ротора во всех случаях
ниже, чем у двигателя, поэтому ускоряющие передачи здесь не
нужны.

На рис. VI.1,6 показана схема четырехвальной двухскорост-
ной коробки перемены передач, применяемая для двигателей,
располагаемых перпендикулярно к валам лебедки. Вал привода
ротора расположен также перпендикулярно к валам коробки.
Скорости переключаются кулачковыми муфтами. Обратное вра-
щение ротора производится с помощью второй конической пе-
редачи. В первом случае (рис. VI.1, а) коробка имеет два, а во
втором (VI. 1, б) четыре вала и по пять передач каждая, но
в первом случае коробка обеспечивает четыре, а во втором
только две частоты вращения.
На рис. VI.1, в показана схема двухвальной цепной трехСкО-
ростной КПП с зубчатой передачей для обратного вращения и
переключением скоростей кулачковой и шинно-пневматической
муфтами, что облегчает манипулирование скоростями при подъ-
еме.

Рис. VI.1. Схемы коробок перемены передач:

а — двухвальная четырехскоростная с зубчатыми цилиндрическими передачами и цеп-
ной передачей для обратного вращения; б — четырехвальиая двухскоростиая зубчатая
с цилиндрическими н коническими передачами; в — двухвальиая цепная трехскоростиая
с зубчатой передачей для обратного вращения; г — пятнвальиая комбинированная трех-
скоростиая с цепными передачами привода лебедки и коническими зубчатыми пере-
дачами привода ротора и с цепной передачей для обратного вращения с внешним за-
цеплением. /, //, ///» IV, V—номера валов; 1, 2, 3, 4—номера прямых передач; ОВ—
обратное вращение; ШПМ — шинно-пневматическая муфта

Кинематически эта КПП выполнена удачно: она имеет все
передачи, понижающие частоты вращения.

Схема комбинированной КПП с цепным приводом лебедки
и коническими зубчатыми передачами привода ротора кардан-
ным валом показана на рис. VI. 1, г.

Привод ротора через карданный вал от общей КПП требует
расположения осей валов под углом 90°, что усложняет КПП,
но упрощает трансмиссию привода ротора. Для такого решения
можно рекомендовать конические редукторы и привод ротора
через карданный вал. Если ось приводного вала ротора распо-
ложена параллельно осям валов, то привод следует осущест-
влять цепной трансмиссией или индивидуальным двигателем.

Рис. VI.2. Двухвальная зубчатая четырехскоростная коробка перемены пе-
редач:

/, 4 10 — подшипники; 2, !2 — валы первичный и вторичный; 3 — управление переклю-
чением передач: 4 — блок подвижный шестерен I и II передач; 5, 7 — шестерни не-
подвижные III и IV передач; 6, К —втулки; 9 — корпус; // — блок подвижный шесте-
рен III и IV передач; 13, /5 —колеса I и II передач

На рис. VI.2 показана двухвальная зубчатая четырехскоро-
стная коробка перемены передач с параллельным расположе-
нием валов и скользящими блоками шестерен. Как видно из
рис. VI.2, скользящие блоки намного увеличивают габариты ко-
робки и усложняют переключение скоростей. Однако такое ре-
шение позволяет упростить крепление шестерен на валу, так как
при включении скоростей кулачковыми муфтами блоки шесте-
рен пришлось бы монтировать на подшипниках качения или
Скольжения.
На рис. VI.3 показан общий вид трехскоростной двухвальной
цепной КПП привода лебедки. Цепные передачи служат для
прямого и зубчатая —для обратного вращения ведомого вала.

Включение обратного вращения осуществляется передвиж-
ной шестерней.

Рис. VI.3. Общий вид цепной КПП:

/ — звездочка первичного вала; 2, 3, / — звездочки ведущие III, I и II передач; 5 —
шестерня реверса; 6 — звездочка привода лебедки; 7, 8 — валы вторичный и первич-
ный; 9 — корпус

На рис. VI.4 показана конструкция КПП с цепными переда-
чами и зубчатой передачей для обратного вращения.

Для переключения первой скорости применена кулачковая
муфта, а для второй и третьей — шинно-пневматические, что по-
вышает оперативность переключения этих скоростей, однако
требует консольного расположения звездочки этих передач, что
нежелательно в связи с необходимостью использования более
жестких валов. Это позволяет уменьшить расстояние между
опорами и расположить между ними наиболее нагруженные пе-
редачи первой скорости и на лебедку.

В силовых приводах с электродвигателями постоянного тока
применяют двухскоростные КПП без обратного вращения, так
как при необходимости оно получается за счет изменения на-
правления вращения двигателей.

При использовании электродвигателей переменного тока
с турбомуфтами или турботрансформаторами в КПП следует
предусматривать передачу обратного вращения, так как гидро-
передачи не допускают изменения направления вращения двига-
телей. Для быстрой остановки вращающихся валов при пере-
ключении скоростей в КПП необходимо применять автомати-
ческие инерционные тормоза. То или иное решение зависит от
технологических конструктивных и экономических факторов и
выбирается конструктором после всестороннего изучения и ана-
лиза их влияния.

§ 2.	ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ТРАНСМИССИИ

Кинематическая схема трансмиссии и коробки передач, число ее
скоростей, валов, передаточные отношения, порядок переклю-
чения скоростей обычно устанавливаются при разработке об-
щей кинематической схемы силового привода и всей буровой
установки в целом и зависят как от типа привода и гибкости
характеристики двигателей, так и от назначения самой буровой
установки.

При жесткой характеристике двигателей привода, как ука-
зывалось, например, при электродвигателях переменного тока
или ДВС, число скоростей должно составлять четыре — шесть.
При двигателях с большим диапазоном собственного регулиро-
вания, например при электродвигателях постоянного тока или
при ДВС с турботрансформаторами, число скоростей для подъ-
ема бурильных колонн должно быть не более двух.

Цепные трансмиссии

В передачах буровых установок используются втулочно-роли-
ковые приводные цепи с шагом 25,4—63,5 мм и числом рядов
от одного до восьми, нормальные типы ПР и ПРУ и усиленные
типы ПРТ.

В трансмиссиях, блокирующих ДВС мощных буровых уста-
новок, следует применять многорядные цепные передачи (число
рядов до десяти) с шагом цепи 31, 75 и 38,1 мм. Цепи с мень-
шим шагом использовать не рекомендуется вследствие их недо-
статочной долговечности и необходимости иметь большое коли-
чество рядов. Цепи с шагом более 38,1 мм нецелесообразно при-
менять в передачах с большими частотами вращения.

Для более тихоходных и тяжело нагруженных передач
можно выбирать цепи с шагом до 63,5 мм и числом рядов до
шести. Цепи с шагом до 41,45 мм изготовляют до десятирядных,
с большим шагом — с меньшим числом рядов (четыре — шесть).
Расчет цепных передач включает следующие этапы: предва-
рительный выбор цепи по известным исходным данным (про-
верка ее на выносливость, на износостойкость и на статическую
прочность); определение геометрических параметров цепной пе-
редачи; выбор способа и определение интенсивности смазки.

Исходные данные для расчета цепных передач: номинальная
передаваемая мощность N, если она постоянна, или пределы ее
изменения в том случае, когда она переменна от Nmin до
Vmax (в кВт); передаточное отношение и; предварительный раз-

Рис. VI.5. График предельной частоты вращения звездочки zt цепной пере-
дачи

мер межосевого расстояния Е (в м); частота вращения ведущего
вала п (в об/мин) или его угловая скорость со (в с-1) либо пре-
делы их изменения при работе передачи в переменном скорост-
ном режиме.

Для цепных трансмиссий расчетную мощность Wnpi, пере-
даваемую одним рядом цепи, определяют по заданной частоте
вращения малой звездочки ni (рис. VI.5, табл. VI.1) в зависимо-
сти от шага цепи t и числа зубьев малой звездочки Zi. В приво-
дах буровых насосов и ротора частоту вращения следует брать
не более 0,8 «i max, а в приводах подъемной системы — не более
0,9 П1 тах. Затем выбирают Zi из нижеприведенных данных.

Передаточное отношение и 1—2	2—3	3—4	4—5	5—6	6

Рекомендуемое число зубьев

малой звездочки г± ... 31—27 27—25 25—23 23—21 21—17 17—15

Для передач, блокирующих ДВС, число зубьев звездочки Zi
выбирают в пределах 29—32. Для шага цепи ^<38,1 мм наи-
Таблица VI.Г Предельно допустимые частоты вращения малой звездочки

Частота вращения малой звездочки, об/мин	Диаметр малой звездочки, мм					
	203	254	304	355	406	457
400 и ниже				17	20	22
				63,5	63,5	63,5
500				17  63,5	20	22
					63,5	63,5
600			18	21	25	22
			50,8	50,8	50,8	63,5
700		17	21	21	25  50,8	28
		44,45	44,45	50,8		50,8
800		17	21	25	25	' 28
		44,45	44,45	44,45	50,8	50,8,’
900	16	20	25	25	28	28 1
	38,1	38,1	38,1	44,45	44,45	44,45
1000	16	20	25	29	33	37
	31,75	38,1	38,1	38,1	38,1	38,1
1100	20	25	25	29	33	
	31,75	31,75	38,1	38,1	38,1	
1200	20	25	30	35		
	31,75	31,75	31,75	31,75		
1300	25	25	30	35		
	25,4	31,75	31,75	31,75		
1400	25	31	30	35		
	25,4	25,4	31,75	31,75		
1500	25	31	37			
	25,4	25,4	25,4			

Примечание. В числителе указано число зубьев звездочки zlf в знаменателе—шаг
цепи t, мм
Продолжение табл. VI.1

Частота вращения малой звездочки, об/мин	Диаметр малой звездочки, мм					
	508	558	609	660	711	762
400 и ниже	25	27	30	22	35	37
	63,5	63,5	63,5	63,5	63,5	63,5
500	25	27	30	40	43	
	63,5	63,5	50,8	50,8	50,8	
600	25	27	30	40		
	63,5	63,5	63,5	50,8		
700	31  50,8	34  50,8	37  50,8			
800	31  50,8	34  50,8				
900	35  44,45					
1000						
1100						
1200						
1300						
1400						
1500						

6 Заказ № 1379

161
меньшее число звездочки Zi^20, для / = 44,45 мм Zi>19, а при
/ = 50,8 и 63,5 мм — число зубьев Zi> 17.

После этого, зная Zi и передаточное отношение и, выбирают
число зубьев цепного колеса z2, зависящее от точности и чи-
стоты обработки при изготовлении и от условий работы. При
значительных передаваемых мощностях, ударных и пульсирую-
щих нагрузках в звездочках с фрезерованными зубьями (шеро-
ховатость 7?z<25) и скорости цепи v>10 м/с £2 = 50; при
с 10 м/с г2 = 60. При постоянной нагрузке и и=10 м/с г2 = 80.
При очень высоком классе точности и чистоте обработки зуба
допускается z2 до 120.

Число зубьев малой звездочки выбирается по передаточному
отношению проектируемой передачи и предварительно выбран-
ному шагу цепи с учетом изложенных выше соображений, после
чего проверяется совместимость параметров Zi и t с частотой
вращения малой звездочки, заданной исходными данными, по
графику (рис. VI.5). Пользуясь графиком, можно определить
максимально допускаемую частоту вращения малой звездочки
с числом зубьев Z\ при шаге цепи t.

Выбор шага цепи имеет множество решений, так как одной
и той же прочностью, выносливостью и износостойкостью обла-
дают цепи с меньшим шагом и увеличенным числом рядов либо
цепи с большим шагом и малым числом рядов. Лишь одно
из этих возможных решений является оптимальным, обеспечи-
вающим минимум суммы затрат на изготовление и эксплуатацию
передачи. Такое решение находится методом перебора и сравни-
тельного анализа вариантов.

Шаг цепи зависит от межосевого расстояния валов передачи.
Минимальный шаг />0,0125 Е; для передач с умеренной нагруз-
кой и работающих в нормальных условиях шаг /=(0,033 =
ч-0,016) Е; для передач с повышенными и переменными нагруз-
ками />0,05 Е.

Шаг цепи определяет линейную скорость цепи в передаче
при прочих равных условиях. Предварительно выбранный шаг
не должен превышать величину, приведенную на рис. VI.5 для
данного числа зубьев Z\ и частоты вращения малой звездочки
«1 max- Шаг цепи для проектируемой передачи следует выбирать
близким к максимально возможному с тем, чтобы обеспечить
требуемые эксплуатационные параметры при минимальном чи-
сле рядов цепи.

Скорость цепи. После выбора шага рассчитывают скорость
цепи (в м/с)

v = 21/П1	10_3

60

В передачах буровых установок скорость цепи изменяется
в пределах 3—40 м/с и не определяет ее выбора.
После выбора шага и числа зубьев звездочки по графику
(рис. VI.6) находят мощность Л7Пр i, которая может быть пере-
дана однорядной цепи шагом £ = 38,1 мм при стационарном ре-
жиме и числе звеньев £/=100 при базовом числе циклов Л% =
= 5-10е.

В цепных передачах привода буровых насосов^ предельную
мощность Nnp 1, передаваемую одним рядом цепей, рекоменду-
ется снижать на 15—20%, а для повторно-кратковременных ре-

Рис. VI.6. Зависимость предельной мощности, передаваемой одним рядом
цепи шагом £=38,1 мм, от частоты вращения ведущей звездочки

жимов привода лебедки — до 10%. При работе на холостом
ходу частоты вращения могут быть на 15—20 % больше значе-
ний, указанных в табл. VI. 1.

Общая мощность (в кВт), передаваемая цепной передачей,
может быть вычислена из выражения

ViPlkyJllJiakt
ПЕМэ

(VI.2)

где kK — коэффициент качества цепи (для пластин йк = 0,6; для
роликов &к = 0,8); kL — коэффициент длины цепи Ц, равный 0,8
при £/ = 40/ (&ь=1,0 при £/,= 100/, kL= 1,2 при £/=400/); ив —
коэффициент выносливости пластин, равный 0,74-0,9; kn — коэф-
фициент перегрузки передачи (для привода буровых насосов и
блокирующих передач kn= 1,8, для «быстрой» скорости лебедки
/гп= 1,5, для «тихой» &п = 2,3; для привода ротора ka= 1,25; для
привода катушечного вала /гп=1,0); k3— коэффициент эквива-
лентности нагрузки, равный 0,44-0,8 (рис. VI.7); ka— коэффи-
циент рядности цепи (а — число рядов):

а................................. 1	2	3	4

ka................................ 1	1,8	2,5	3,2

6	8	10

4,5	5,7	6,9

kt — коэффициент шага цепи по усталости ее элементов: пла-
стины ktn или ролика kt-p (табл. VI.2).

Рис. VI.7. Схема трансмиссий буровых установок:

а —класса 4—11; б — класса 1—3. Цифры на рисунке обозначают коэффициенты экви-
валентности &э в цепных передачах

Таблица VI.2. Коэффициент kt шага цепи типа ПР

Рассчитываемый элемент	Шаг цепи, мм					
	25,4	31,75	38,1	44,45	50,8	63,5
Пластина /г(п Ролик н втулка	0,31  0,72	0,59  0,87	1,00  1,00	1,55  1,13	2,25  1,29	4,11

Для цепей с утолщенной пластиной типа ПРТ коэффициент
kta следует увеличивать на 20%, а коэффициент ktp для роли-
ков уменьшить на 15%. После выбора числа рядов рассчиты-
вают межцентровое расстояние, длину цепи и число зубьев звез-
дочек z\ и 22 = 21И12, где «12 — передаточное отношение, равное
niln2, затем определяют число звеньев в цепи Ц. по предвари-
тельно выбранному теоретическому межосевому расстоянию Ео
(в мм), после чего его уточняют по формуле

< =

t

2 cos а

«(га — zi)
л

(VI.3)

г2 + г< '
2

где а — угол между ветвью цепи и осью, градус; t — шаг цепи,
мм. Максимальное межосевое расстояние и число зубьев Втах^
^80/, Z2 тах <120.

Стрела провисания цепи f=24-3°/o от фактического межосе-
вого расстояния Е = Е0—6, где 6 — сдвижка осей.

Начальные диаметры звездочек и межосевые расстояния
лучше выбирать по таблицам, приводимым в РТМ-26-02-14—72,
и литературе по цепным передачам [3, 9].

После уточнения конструкций цепной передачи определяют ее
расчетный срок службы по выносливости (в ч)

7' = 7'н(«в/[»в])4.	(VI.4)

где Ти— нормативная долговечность передачи при работе под
нагрузкой для передач буровых установок; класса 4—11 прини-
мается равной 2000 ч, а класса 1—3 — 3000 ч (см. рис. VI.7,б);
«в и [пв] — коэффициенты запаса по выносливости. Число цик-
лов нагружений определяют из выражения

Кц=-~-Т&).	(VI .5)

ч

Базовое число циклов No принимают равным 5- 10е для цепи
длиной Lt= 100/.

Предварительно выбранная для проектируемой передачи
цепь проверяется на соответствие условиям эксплуатации;

для передач, работа которых характеризуется неравенством
Л/ц<104, проверяется запас прочности цепи на растяжение. Это
относится к передачам привода подъемного механизма буровых
установок, к передачам КПП и встроенным в буровую лебедку.
В последних двух случаях проверяется также выносливость
цепей;

для передач, в которых цепь за срок Т своей службы испы-
тывает число циклов нагружения Nu> 104, при условии доста-
точной смазки проверяют цепь на выносливость;

для передач, в которых цепь имеет строго определенный за-
данный минимальный срок службы, в дополнение к расчету на
выносливость проверяется также износостойкость цепи.

В отдельных случаях определяется величина давления в шар-
нирах цепей.

Более подробно расчеты цепных передач изложены
в РТМ-26-02-14—72 и в литературе (3, 8] и др.
После уточнения этих параметров конструируют поперечное
сечение звездочки (рис. VI.8) и всю передачу.

Ширина зуба звездочки (в мм)

bt = рс-°’15,

(VI.6)

где с — расстояние между внутренними пластинами цепи, мм;
Р — коэффициент уменьшения ширины зуба bi, зависящий от
числа рядов:

а ............	1	2иЗ 4и более

Р............... 0,93	0,9	0,88

Рис. VI.8. Поперечное сечение зубчатого венца звездочки от одного до шести
рядов с допусками бе

Ширина венца звездочки (в мм)
Bi = ac-i + bi.

(VI.7>

где — расстояние между осями рядов цепи, мм.

Остальные конструктивные размеры венца звездочки: /?2 =
= 1,7D — радиус закругления зуба (наименьший), где D — диа-
метр ролика цепи; k = 0,8D — расстояние от вершины зуба до
точки центров радиуса Т?2; De = fetg _ 136 _ диаметр
г

проточки (наибольший); г0 — радиус закругления, равный 1,5мм
для ^<40 мм и 2,5 мм для ^>40 мм.

Звездочки цепных передач изготовляются из углеродистых и
легированных конструкционных сталей и подвергаются закалке
для увеличения поверхностной твердости зуба. Стали для звез-
дочек и их термообработка приведены в табл. VI.3, а конструк-
тивное оформление звездочки показано на рис. VI.9.
Рис. VI.9. Звездочка цепной передачи

06Z0

ooz®.
Таблица VI.3. Стали и их характеристики для звездочек миогорядных цепей

Характеристика передач	Марка стали	Термообработка
Малонагруженные, тихо- ходные, редко действую- щие  Средние нагрузки, боль- шие скорости, непродол- жительная работа Высокие нагрузки, боль- шие скорости, продол- жительная работа	30, 40, стальное литье  40, 50, стальное литье  15Х; 20Х; 12ХМ2А  12НЗ; 12ХГТ  45; 40Х; 40Г2; 50Г2;  35ГС; 40ХН	Нормализация  Термообработка до твер- дости HRC40  Цементация зуба на глу- бину 1,5—2 мм  HRC48 4- 58  Поверхностная закалка  до твердости HRC 46 4- 56

Цепные передачи должны размещаться в плотных жестких
кожухах и смазываться. Валы и подшипники должны обеспечи-
вать жесткость и хорошую центровку валов и соосность их осей.

Смазка играет исключительную роль в эксплуатации цепных
передач, она определяет долговечность цепей и эксплуатацион-
ные затраты. Выбранная для проектируемой передачи система
смазки призвана обеспечить жидкостное трение в шарнирах
цепи, а также ее охлаждение. Способ смазки выбирается в за-
висимости от условий эксплуатации с учетом рекомендаций, при-
веденных в табл. VI.4, в зависимости от скорости цепи в пере-
даче.

Подавляющее большинство цепных передач буровых устано-
вок имеют скорость и>8 м/с и систему смазки под давлением.
Минимально необходимая подача жидкой смазки (в м3/с) для
обеспечения нормальной работы цепи определяется по графику
(рис. VI. 10) или по формуле

Qmin —

аг1 /4.5п2,75

33,8-1018	1

(VI.8)

Таблица VI.4. Рекомендуемые способы смазки от скорости цепи

Скорость цепи в передаче, м/с

Рекомендуемый способ смазки

1 < и===3

3 <	8

v > 8

Ручная, эпизодическая

Регулярная через капельницы

Разбрызгиванием и погружением в масляную
ваину

Непрерывная под давлением
Рис. VI. 10. График для определения количества смазки, подаваемой на один
ряд цепи, в зависимости от частоты вращения и числа зубьев малой звез-
дочки:

г,— число зубьев меньшей звездочки; Qmjn— подача смазки; nt — частота вращения
малой звездочки

Сорт смазки выбирается согласно указаниям завода-изгото-
вителя цепей.

Клиноременные трансмиссии

Клиноременные’ трансмиссии можно рекомендовать в приво-
дах буровых насосов, компрессоров и для управления буровых
установок.

Благодаря своей упругости клиновые ремни обладают спо-
собностью несколько амортизировать резкие, перегрузки и нерав-
номерность вращения, вызываемые кривошипно-шатунными ме-
ханизмами этих машин.

Клиновые ремни можно применять также в передачах сило-
вых приводов, блокирующих двигатели мощностью до 300 кВт.

Эти передачи могут передавать довольно большие мощности
(до 600 кВт) с одного параллельного вала на другой при меж-
осевых расстояниях до 4 м и частотах вращения до 1200 об/мин.
Для передач больших мощностей приходится применять транс-
миссии с большим числом клиновых ремней (до 22), что обычно
не делается в трансмиссиях общего назначения. В этих случаях
необходимо точно подбирать длину ремней в комплекте, однако
вследствие неоднородности ремни вытягиваются в комплекте
неодинаково.

Недостатками этих передач, также являются: необходимость
предварительного натяжения ремней, что увеличивает нагрузку
на валы и подшипники; смена изношенных клиновых ремней,
требующая демонтажа валов или сближения их консольных
шкивов, что довольно сложно выполнять в полевых условиях;
меньший к. п. д., чем у цепных передач, колебания ветвей? и
всей системы вследствие непостоянства размеров сечений по
длине ремня и мгновенного изменения передаточного отношения.
Эти обстоятельства и необходимость периодической подтяжки
ремней ограничивают область их применения в передачах буро-
вых установок.

Рис. VI.11. Сечение клинового ремня
с вогнутой боковой гранью:

V — ширина; Zp—ширина по нейтраль-
ному слою; То —высота: Уо — расстояние
между наружным н нейтральным слоями;
Л — угол клипа ремня; Lp — длина по
нейтральному слою под нагрузкой

Клиновые ремни, используемые в буровых установках
(рис. V. 11), состоят из нейтрального слоя 1— шнура, изготов-
ленного из синтетического волокна большой прочности и нави-
того по спирали; обертки — наружного слоя 2 из хлоропрена,
стойкого к действию масла, нефти, нагреву и неблагоприятным
погодным условиям, и слоев сжатия 3 и растяжения из резины.

Кордтканевые, поликлиновые и зубчатые клиновые ремни
в передачах большой мощности буровых установок не применя-
ются. В этих передачах используют клиновые ремни нормаль-
ного сечения Г, Д, Е по ГОСТ 1284.1—80 и узкие ремни про-
филя УБ и УВ по РТМ 38-40 545—79 (табл. VI.5).

Угол клина прямолинейного участка ремня, находящегося
под натяжением, А=40±0,5° (см. рис. VI.11).

Таблица VI.5 Размеры принодных клиновых ремней (см. рис. VI. 11)

Тип ремией	Обозна- чение сечения	Размеры сечения, мм			
		ZP	w	го	у»
Нормальные	г	27+0.9 z0.6	32	19±о,б	6,9
(ГОСТ 1284.1—80)	д	32^0?7	38	23,5±0>7	8,3
	Е	42±0?8	50	30±°.8	п,о;
Узкие	УБ	14±оо:57	17	13±°.5	3,5
(РТМ 38-40 545—79)	УВ		22	18±°-5	4,8
Продолжение табл. VI.5

Тип ремней	Площадь сече- ния П, мм’	Предельная длина L, йм	Масса 1 м длины т» кг
Нормальные	476	3150—15 000	0,60
(ГОСТ 1284.1—80)	692	4500—18 000	0,90
	1172	6300—18 000	1,52
Узкие	159	1250—8000	0,20
(РТМ 38-40 545—79)	278	2000—8000	0,37

Клиновые ремни нормального типа имеют отношение 1$!То =
= 1,4, а узкие Zp/7’0 = 1,05-ь-1,1.

При работе в канавке шкива клиновый ремень прогибается и
из-за эксцентричного приложения сил трения нагрузка по ши-
рине несущего слоя (корда) распределяется неравномерно. В уз-
ких ремнях вследствие меньшей ширины прогиб ремня незна-
чителен и нагрузка распределяется более равномерно. Вогнутые
боковые поверхности узкого ремня при огибании' шкива стано-
вятся плоскими, и контактная нагрузка между ремнем и канав-
кой распределяется более равномерно, уменьшая износ и увели-
чивая ресурс ремня.

Клиновые ремни нормального сечения применяют при скоро-
стях до 30 м/с, а узкие ремни — при скоростях до 50 м/с.

Узкие ремни допускают большие натяжения и передают при
той же площади сечения почти в 2 раза большие мощности. На
рис. VI. 12 показано различие в передаваемой мощности нор-
мального и узкого ремня.

Клиновые ремни чувствительны к попаданию на них масла,
нефти и солнечных лучей. По этим причинам, а также по сооб-
ражениям безопасности они должны закрываться кожухами,
имеющими вентиляцию для ох-

Рис. VI. 12. График мощности, пере-
даваемой одним клиновым ремнем
(шкив диаметром 280 мм):

1 — нормальное сеченне типа Г; 2 — уз-
кое типа УВ; N — мощность; v — скорость
ремня

Рис. VI.13. Размеры каиавок клино-
вых шкивов
Таблица VI.6. Размеры канавок клнноременных шкивов

Условные обозначения	Размеры (в мм) для ремней сечения				
	нормального (ГОСТ 1284. 1—80)			узкого (PTM 38—40 545—79)	
	Г	д	E	УБ	УВ
/р	27	32	42	14	19
в	32 ± 0,17	38 ± 0,17	50 ± 0,2	16,3 ± 0,12	
н	30 ± l,3j	36 ± 1,6	48 ± 1,6	18± 1,1	24 ± 1,3
с	9,5 t	12	16	3,5	4,8
t	38 ± 0,8	44 ± 0,8	58 ± 0,8	19 ± 0,4	25,5 ± 0,5
S	23 ± 2,6 k	26 ± 2,6	32 ± 3,2	12,5 ± 0,8	17 ± 1,0
		1,5 ± 0,5 — для всех размеров			
	di 355;	d, 500;	di ^800;	d2 > 190;	di > 315;
	36°	36°	38°	34°	34°
а	di 355;	di 500;	di 800;	di 190;	dx 315;
	38°	38°	40°	38°	38°

Примечание. — расчетный диаметр малого шкива (в мм).

Таблица VI.7. Нормы биения клиноременных шкивов

Биение	Диаметр шкива, мм			
	< 400	400—800	800—1200	> 1200
Радиальное	0,14	0,12	0,22	0,28
Торцовое	0,17	0,12	0,17	0,20

Шкивы для клиновых ремней. Шкивы клиноременных пере-
дач буровых установок изготовляются из чугуна марок СЧ-12-28
или СЧ-15-36 при скоростях ремней до 30 м/с и точеными или
сварными из конструкционных углеродистых сталей Ст. 3, Ст. 5
и других при скоростях ремней более.30 м/с. Размеры канавок
многорядных шкивов для клиноременных передач приведены
в табл. VI.6 и на рис. VI.13.

Предельное отклонение угла а для контрольных шкивов
±15'; для рабочих шкивов ±30'. Биение клиноременных шкивов
не должно превышать величин, приведенных в табл. VI.7.

Конструкции шкивов клиноременных передач бывают самые
различные, в большинстве случаев литые.

Расчет и конструирование клиноременных передач
буровых установок

Расчет передаваемой мощности клиновыми ремнями нормальных
сечений регламентирован ГОСТ 1284.3—80, а узкими — РТМ.
38-40545—79 и рекомендациями стандартов ISO и СЭВ,
PC 2238—69.

Расчетная схема клиноременной передачи приведена на
рис. VI.14.
Окружная скорость ремня (в м/с)
v = jtdi/ix/60.

Угол охвата малого шкива (в градусах)
а = 180— 2у = 180 — 57} da~-dl-.

(VI.9)

(VI. 10)

Для передачи мощностей менее 200 кВт рекомендуется при-
менять нормальные сечения Б, В и Г или узкие УБ, а для боль-
ших мощностей — нормальные сечения Д и Е или удкие УВ.
Зоны работы ремней показаны на рис. VI.15.

Рис. VI.14. Расчетная схема клино- Рис. VI.15. График для выбора се

ременной передачи:

Е — межосевое расстояние, м; di н di —
расчетные диаметры меньшего н боль*
шего шкивов, м; П\,	— частоты враще-

ния' меньшего и большего шкивов, об/мин;
Q — усилие контроля прогиба ремня, Н;
f — стрела прогиба,' мм; S — натяжение
струн передачи, Н

чения ремня в зависимости от пере-
даваемой мощности N:

п, — частоты вращения; в скобках даны
обозначения клиновых ремией по стан-
дарту СЭВ

После того как 'выбрано сечение ремня, определяют мощ-
ность, передаваемую одним ремнем:

Vp = NocacLlcp,	(VI. 11)

где No — номинальная мощность, передаваемая одним ремнем
(табл. VI.8 или ГОСТ, РТМ или каталоги); са — коэффициент
угла охвата; cL — коэффициент длины ремня (табл. VI.9); ср —
коэффициент динамичности нагрузки и режима работы оборудо-
вания буровых установок, принимаемый для круглосуточных ре-
жимов работы, т. е. более 16 ч/сут (табл. VI.10).

Значения коэффициента са приведены ниже.

Угол охвата а, градус	180 - 160	140	120 ПО	100	90	80	70

са............... 1,0	0,95	0,89	0,82 0,78	0,73	0,68	0,62	0,56

Промежуточные значения номинальной мощности и коэффи-
циентов определяются линейной интерполяцией.

Машины и агрегаты буровой установки работают при про-
водке скважины при различных мощностях и нагрузках, поэтому
число ремней в передаче определяется по эквивалентной мощ-
ности N3 на ведущем валу:

»=Уэ/Урс2,	(VI. 12)

v где сг — коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте
(при 2! = 4-j-6 с2 = 0,90; при z более 6 с2 = 0,85).
Таблица VI.8. Номинальная мощность <V0 (кВт) передаваемая одним ремнем
при di = d2

Тип ремня	1  Обозначение	Частота вращения» об/мин	Диаметр малого шкива di				мм	Длина ремня L, м
			355	400	500	630	710	
	г	400	10,5	13,1	18,4	25,1	29,0	6
		700	15,6	19,4	27,3	36,1	42,0	6
Нормальные (ГОСТ 1284.1—80)		1200	19,7	24,2	31,6	—	—	7,1
	д	400	—	—	21.1	30,7	36,3	7,1
		700	—	—	29,9	42,5	48,9	7,1
		950	—	—	31,3	43,2	—	7,1
	Е	400					22,4	35,3	39,8	8,5
		700	—	—	34,9	44,1	49,7	8,5
Узкие		400	14,4	17,0	22,6	29,7	—	—
(РТМ 38-40 545—79)	УВ	700	.23,3	27,5	36,4	47,1		
		1300	37,4	43,6	55,4	67,8	—	
		1500	49,8	47,2	58,6	—	—	—
		1900	45,4	51,2	—	—	—	—

Таблица VI.9. Коэффициент длины ремня

Расчетная длина ремня Lp, мм	Коэффициент для ремней сечения			
	нормального			узкого
	г	д	Е	УБ/УВ
3 150	0,86			—	0,93
3 550	0,68	—	—	0,95
4 000	0,91	—	—	0,97
4 500	0,93	—	——	0,98
5 000	0,96	0,92	—.	1,00
6 000	1,0	0,96	0,91	1,03
7 100	1,04	1,00	0,96	1,05
8 500	1,07	1,03	1,00	1,08
10 000	1,П	1,07	1,03	1.Н
12 500	1,17	1,13	Г,08	1,14
15 000	1,20	1,17	1,11	__
18 000	— ,	1,20	1,16	—

Наиболее рациональное число клиновых ремней в одной пе-
редаче до 12, но иногда в передачах буровых установок приме-
няют и 18—20, что требует весьма точной комплектации по
длине каждого ремня.

При проектировании клиноременных передач сначала выби-
рают скорость ремня. Для нормальных сечений скорость для
Таблица VI. 10 Коэффициент динамичности нагрузки и режим работы
оборудования

Режим работы	Типы машин и агрегатов	Характер нагрузки	Коэффициент Ср для электродвигателей	
			постоянного тока н ДВС с частотой вращения >600 об/мии	переменного тока с повышенным пусковым моментом н постоянного тока с частотой вращения <600 об/мин
Средний	Спаривающие трансмиссии, центробежные насосы, компрессоры и др.	Умеренные колебания нагрузки. Кратковремен- ные пере- грузки до 150 %	1,5—1,6	1,6—1,7
Тяжелый	Буровые двух- и трех- поршиевые насосы, роторы и др.	Значительные колебания нагрузок. Перегрузки 200—250 %	1,6—1,8	1,7—1,9

длительно действующих передач 15—20 м/с, для кратковремен-
ной работы 20—25 м/с, но не более 30 м/с. Для узких ремней
скорости можно выбирать на 30—40 % больше. Выбирая ско-
рость ремня и зная частоту вращения двигателя, можно опреде-
лить расчетный диаметр меньшего шкива di.

В заданных габаритах рекомендуется назначать' d-L возможно
большим, так как при этом снижаются напряжения изгиба
в ремне, повышаются к. п. д. и ресурс работы ремней, умень-
шается окружное напряжение.

Минимальные расчетные диаметры шкивов приведены ниже.

Сечеиие ремня .................. Г	Д	Е	УБ	УВ

dimin, мм .................	355	500	800	160	224

Диаметр большого шкива

<*2 = 41U12,	(VI. 13)

где «12 — передаточное отношение трансмиссии, равное ni/n2₽,
где р — коэффициент скольжения ремней, равный 0,98-^0,99
(скольжение 1—2 %) и зависящий от их натяжения.

Диаметр шкивов рекомендуется округлять до ближайшего
стандартного размера. Затем определяют предварительное меж-
осевое расстояние

£о — № + 3di)/2.

(VI. 14)
Межосевое расстояние Ео может выбираться из отношения
его к диаметру большого шкива d2 в зависимости от передаточ-
ного отношения:

U\z .................................. 1	2	3	4

Ejd^ ................................. 1,5	1,2	1,0	0,95

В передачах буровых установок передаточные отношения щ2
не более 4.

После этого находят предварительную эффективную расчет-
ную длину ремня

£р = 2Е0 + -J- й +	•	(VI. 15)

2	4с0

. Вычисленную расчетную длину ремня округляют до ближай-
шей стандартной расчетной длины ремня по ГОСТ 1284.1—80
или РТМ 38-40 545—79, после чего определяют окончательное
межосевое расстояние Е (в м):

Е = 0,25 [(Lp — со) + V(LP — со)®— 8/]>	(VI. 16)

di -Г ds	(ds — di)®

где со = л —£-!—— и у =	---Ы—.

2	4

В передачах буровых установок натяжные ролики не приме-
няют. Для натяжения ремней и их смены необходимо преду-
сматривать натяжные устройства, обеспечивающие увеличение
межосевого расстояния до 6 % • Силу натяжения клиноременной
передачи (в Н) рассчитывают по формуле

S = г$0,	(VI. 17)

где $0 =	т.

госа о®

Здесь т — масса 1 м длины ремня, кг (1 кг=Нс2/м) (см.-
табл. VI.5).

Натяжение ремня контролируется по прогибу f ветви под
воздействием силы Q (см. рис. VI. 14). Прогиб ветви должен
быть (в мм)

F

Усилия для контроля натяжения (в Н) определяются по
формулам:

для одного нового ремня

Q=	;	(V1.I9)

для приработанного ремня

_ Sp 4- ес

где сс — коэффициент (в Н), зависящий от жесткости ремня.
Зависимость коэффициента сс от сечения ремня приведена
ниже.

Сечение ремня ................................. Г	Д	Е	УБ	УВ

сС1 Н.......................................... 320	470	780	60	150

При выходе одного из ремней из строя в многорядной пере-
даче следует заменить весь комплект. Ремни, бывшие в употреб-
лении, должны подбираться отдельным комплектом.

При хорошем монтаже и предварительном натяжении рем-
ней к. п. д. передачи г) = 0,92-е 0,97. К. п. д. клиноременной пе-
редачи зависит от отношения диаметра малого шкива di к вы-
соте ремня h (рис. VI.16).

Один из критериев работоспособности клиновых ремней —
наработка То и удлинение ремня.

Рис. VI.16. Зависимость к. п. д. клино-
ременной передачи от отношения

Таблица VI. 11 Наработка
клиновых ремией

	Наработка	No^, цикла
Сечение		
ремня	с кордовой	
	тканью	с кордшиуром
в г	4,7-10»	5,7-10»

2,5-10е

Наработка ремня (в ч)

где Non — наработка ремня, цикл (один цикл соответствует од-
ному пробегу ремня).

Значения наработок ремней в стендовых условиях по ГОСТ
1284.2—80 приведены в табл. VI.11.

Удлинение ремней при этой наработке не более 2,5%.

Средний ресурс ремней в эксплуатации для среднего режима
работы (Тер) принимается 2000 ч, при других режимах работы
средний ресурс определяется по формуле

7’срр = Тср^^,	(VI,21)

где Ni — коэффициент режима работы (для тяжелого режима —
0,5; для очень тяжелого — 0,25); К2 — коэффициент, учитываю-
щий климатические условия эксплуатации (для районор с хо-
лодным и очень холодным климатом — 0,75; для центральных
и других зон—1,0).
Фрикционные муфты сцепления

В. трансмиссиях буровых установок фрикционные муфты сцеп-
ления получили широкое распространение благодаря ряду своих
преимуществ:

включению на ходу при больших разностях угловых скоро-
стей сцепляемых валов;

безударному включению с постепенным разгоном;

возможности некоторой регулировки времени разгона ведо-
мых частей и предельному моменту, передаваемой муфтой;

возможности кратковременного регулирования частоты вра-
щения путем буксования, что важно при ловильных работах и
пусках, свинчивании и развинчивании бурильных и обсадных
труб, установке вкладышей в ротор и т. д.

К числу недостатков фрикционных муфт можно отнести воз-
можность нарушения сцепления вследствие износа фрикционных
дисков.

Фрикционные муфты трансмиссий буровых установок приме-
няют для передачи больших мощностей (100—2000 кВт и бо-
лее) при большом числе включений (100—200 в 1 ч и более)
с управлением на значительном расстоянии от оператора. Эти
условия эксплуатации предъявляют к их конструкции ряд спе-
цифических требований: плавное и быстрое включение и быстрое
расцепление без заедания; дистанционное управление; длитель-
ная и надежная работа без нагрева как во включенном, так и
в выключенном состоянии; возможно малые масса и динамиче-
ский момент; динамическая уравновешенность; простота и удоб-
ство регулирования и ремонта в полевых условиях.

Передаваемый муфтой крутящий момент создается силами
трения, возникающими на трущихся поверхностях дисков муфты
в результате взаимного прижатия их. Поэтому габариты и масса
муфты будут тем меньше, чем выше коэффициент трения и чем
больше контактная нагрузка.

Так как буровые установки работают на открытом воздухе,
часто в условиях низких или высоких температур, а также
вследствие больших габаритов, усложняющих герметизацию,
применяются только сухие фрикционные муфты. Для работы
в таких условиях лучше всего зарекомендовали себя осевые
одно-, двух- и трехдисковые и многоколодочные цилиндрические
муфты с наружным охватом шкива с пневматическим управ-
лением.

Из всего многообразия пар трения в муфтах буровых уста-
новок применяют только пары трения — чугун или сталь по не-
металлическому материалу— прессованному, армированному ме-
таллическим каркасом, пропитанному асбесту, фрикционной
пластмассе или различным композиционным материалам (во-
локна асбеста, чугунная, свинцовая и латунная пыль и др.),
а иногда используют металлокерамические накладки. Эти мате-
риалы удовлетворительно работают при скоростях скольжения
до 50 м/с и удельных нагрузках до 3 МПа. Накладки изготовля-
ются толщиной до 8 мм. В настоящее время накладки к колод-
кам и дискам не приклепывают, а наклеивают под давлением
с нагревом. Срок службы приклеенных накладок больше. Проч-
ность приклеивания выше, чем прочность самой накладки. Для
дисков больших диаметров (более 1 м) изготовляют стальные
секторы с напрессованным металлокерамическим слоем. Эти
секторы приваривают или наклеивают к несущему металличе-
скому диску.

Рис. VI.17. Принципиальные схемы фрикционных пневматических муфт:

а — цилиндрическая радиальная: 1 — обод: 2 —баллон: 3 — колодкн фрикционные; 4 —
шкив; б —дисковая осевая; 1 — обод со звездочкой; 2 —диски с фрикционными наклад-
ками; 3 — диски ступицы; 4 — баллон; 5 — ступица с фланцами; 6 — подшипник

Современные фрикционные муфты управляются сжатым воз-
духом (давление 0,6—1,0 МПа), подаваемым в резиновые ка-
меры, осуществляющие нажатие на диски или колодки.

По форме сцепляющихся элементов пневматические фрикци-
онные муфты подразделяются на цилиндрические (рис. VI. 17, а)
и дисковые — осевые (рис. V.17,б). Как те, так и другие снаб-
жаются вентиляционными каналами для отвода тепла и защиты
резиновых баллонов от нагрева.

По характеру работы муфты подразделяются на оператив-
ные с тяжелым режимом (число включений более 40 в 1 ч), опе-
ративные с легким режимом (число включений менее 40 в 1 ч)
и неоперативные — редко включаемые.

Цилиндрические фрикционные муфты. Цилиндрические шин-
но-пневматические муфты бывают двух типов — обжимные и
разжимные. В первых резиновый баллон охватывает вращаю-
щийся внутри него шкив, с которым он сцепляется при вклю-
чении. В разжимной муфте,.наоборот, баллон находится внутри
шкива. В обжимной муфте фрикционные колодки крепятся
к внутренней цилиндрической поверхности баллона, а в разжим-
ной — к его внешней поверхности.

В трансмиссиях буровых установок применяются только об-
жимные муфты. Они значительно быстрее выключаются при
остановках, так как после выключения колодки отжимаются
центробежной силой от шкива, а в разжимных, наоборот, они
прижимаются этой силой к шкиву и выключение затягивается.
Муфты обжимного типа используются в быстроходных, транс-
миссиях при скоростях на контактных поверхностях до 35 м/с.

Цилиндрические муфты благодаря упругости баллона не-
сколько компенсируют перекосы и непараллельность валов и
снижают динамические нагрузки. Эти муфты хорошо работают
при температуре окружающей среды от —30 до +50 °C. При
температурах ниже —30 и выше +50 °C работоспособность их
снижается. На рис. VI.18 показана конструкция цилиндрической
обжимной шинно-пневматической муфты, соединяющей два вала.
Муфты этого типа чаще применяют для соединения валов при
необходимости компенсации неточностей монтажа. При режи-
мах с большим числом включений происходят сильное тепловы-
деление и нагрев колодок, непосредственно прикрепленных
к баллону, что снижает срок его службы. В табл. VI.12 приве-
дены основные характеристики ряда цилиндрических шинно-
пневматических муфт типа МШ по ОСТ 26-02-334—71 с измене-
ниями, внесенными в 1978 г. Зависимость крутящего момента,
передаваемого муфтой, от частоты вращения показана на
рис. VI.19.

Для оперативной работы с большой частотой включений ре-
комендуется применять цилиндрические пневмокамерные обжим-
ные или осевые дисковые муфты с воздушным охлаждением.

Пневмокамерная обжимная муфта состоит из обжимной по-
лумуфты с фрикционными накладками и шкива (рис. VI.20).

Таблица VI.12. Цилиндрические обжимные муфты'(рис. VI.18)

Типоразмер	Предельный кру- тящий момент при 100 об/мин, кН-м	Предельная ча- стота вращения.  об/мии	, Податливость			Основные размеры, мм				
			крутильная» 	РаД		 1Л—10	иэ-ня	боковая, см/(кН-10-°	+1 Q	а Q	т й;		1  Объем каме- ры. л
МШ-300	4,5	1500	68,0		2,80	393	302	115	98	, 1,5
МШ-500	13,0	1500	23,0		2,20	650	504	150	123	5,5
МШ-600	35,0	1200	13,0		1,70	766	606	245	198	12,0
МШ-700	45,0	1000	8,0		1,50	882	708	245	198	17,0
МШ-900	83,0	800	4,5		1,40	1093	908	245	198	25,0
МШ-1070	115,0	500	2,1		0,85	1270	1078	245	198	30,0
МШ-1330	160,0	500	1,6		0,60	1500	1345	245	198	33,0
К фланцам обода муфты прикреплены два диска, защемляю-
щие края резиновой диафрагмы, образующей пневматическую
камеру. Между диафрагмой и шкивом размещены литые алю-

Рис. VI. 18. Цилиндрическая радиальная обжимная шиино-пиевматическая
муфта:

/ — обод; 2 — воздухоподвод; 3 — баллон с фрикционными колодками; 4 — ступица-
5 — шкив; А — подвод воздуха

миниевые башмаки с укрепленными на них фрикционными на-
кладками. Бдшмаки имеют прямоугольный паз, в котором рас-
положен поводковый палец прямоугольной формы с цилиндри-
ческими цапфами. Концы цапф поводкового пальца свободно
размещаются в отверстиях боковых дисков, тем самым фиксируя
положение .башмаков. Плоская изогнутая пружина, располо-
женная над пальцем, стремится отжать башмак от шкива. При

заполнении камеры сжатым возду-
хом диафрагма, нажимая на колод-
ку, перемещает ее в радиальном на-
правлении, тангенциальные усилия
на башмаке передаются на боковые
диски поводковым пальцем. При
опорожнении камеры, башмаки цен-

Рис. V1.19. Зависимость крутящих момен-
тов М, передаваемых муфтами типа МШ,
от частоты вращения п:
Номер кривой
на рисунке . . . 1	2	3 4	5 6 7

Диаметр шкива

муфты £>ш,мм. . 1330 1070 900 700 600 600 300

Рис. VI.20. Цилиндрическая фрикционная пневмокамерна я муфта:

а—продольное сечение; б — поперечное сечение; 7 — шкив; У —диск боковой; 3 —диа-
фрагма; 4 — обод; 5 — воздухоподвод; 6 —палец поводковый; 7 —колодка алюминие-
вая; 8 — накладка фрикционная; 9 — пружина пластинчатая
тробежными силами и усилием пружин быстро расцепляют
муфту.

В боковых дисках предусмотрены окна, через которые цир-
кулирует воздух, охлаждающий башмаки и другие части муфты.
В результате резина диафрагмы нагревается меньше, чем резина
шинно-пневматических муфт. Достоинством этих муфт является
также то, что объем их пневмокамеры значительно меньше, чем
у шинно-пневматических, и резиновая диафрагма не передает
крутящего момента. Недостаток муфт — незначительная компен-
сация неточностей монтажа.

Осевые фрикционные муфты. В буровых лебедках применя-
ются фрикционные осевые дисковые пневматические муфты, пе-
редающие значительно большие крутящие моменты и мощности,
чем цилиндрические при тех же габаритах.

К недостаткам этих муфт относятся: их большая масса и ди-
намический момент, а также несколько более сложный отвод
тепла.

В трансмиссиях буровых установок применяют одно-, двух- и
трехдисковые муфты, пневмокамерные и диафрагменные.

На рис. VI.21, а приведена осевая пневмокамерная двухдис-
ковая муфта. Сжатый воздух по каналу 7 поступает в пневмо-
камеру и разжимает ее. Резиновый баллон расширяется и на-
жимает на подвижные промежуточные диски, связанные с кор-
пусом, и фрикционные диски, связанные зубьями с внешним
барабаном (рис. VI.21,б), благодаря чему происходит сцепление
ведущей и ведомой частей.

Корпусы муфт и промежуточные диски выполняются из ста-
лей марок Ст.З и Ст.5, а также из чугуна марок от СЧ-18-36 до
СЧ-28-48 (ГОСТ 1412—79).

Во избежание корббления при нагреве и для улучшения от-
вода тепла диски выполняются массивными, а иногда и с кана-
лами для циркуляции воздуха.

Между резиновым баллоном и нажимным диском устанавли-
вают теплоизолирующий диск для защиты резины от нагрева.
На рис. VI.21,6 показана конструкция двухдисковой муфты
с охлаждением и изолирующим диском, а в табл. VI.13 приве-
дены основные размеры однодисковых муфт. Приведенные
в табл. VI. 13 частоты вращения при использовании баллонов
специальной конструкции могут быть увеличены на 25 % •

Расчет фрикционных муфт. В основу расчета фрикционных
муфт сцепления следует брать не действующий момент, а пре-
дельный момент трения

Мт = КмМ,	(VI .22)

где Мт и М—расчетный предельный момент трения и наиболь-
ший крутящий момент, кН • м; — коэффициент запаса по мо-
менту, учитывающий характеристику муфты и приводимой ма-
шины (принимается 2—4).
Таблица VI. 13 Осевые одиодисковые муфты (рис. VI.21, б)

Типоразмер муфты 1	 		Предельный кру- тящий момент при 100 об/мин.  кН-м*	Предельная ча- стота вращения.  об/мин	Мощность при 100 об/мин.  кВт*	Основные размеры, мм						
				D	о,	£>3	йв	К**	Л1**	N**
АТД-114	1,99	1200	18,5	356	444	356	75	141	57	16
АТД-116	2,88	1200	30,0	406	508	414	85	146	63	16
АТД-118	4,37	1000	45,0	457	559	492	90	167	63	16
АТД-121	5,94	900	60,0	533	635	550	115	168	63	19
АТД-124	6,50	900	66,5	610	711.	615	115	178	70	22
АТД-127	11,69	700	120,0	686	787	685	125	190	80	22
АТ Д-130	13,28	700	133,0	762	864	770	150	200	115	32
АТД-136	34,44	600	350,0	914	1040	970	190	240	120	35
АТД-142	49,22	600	500,0	1067	1250	1120	200	250	НО	35
АТ Д-148	95,04	400	960,0	1219	1400	1370	210	250	НО	35
АТД-152	169,13	300	1420,0	1320	1550	1520	220	250	НО	35

• Для двух- н трехдисковых муфт крутящий момент и мощность должны быть умножены
на 2 или 3 соответственно.

•♦^Размеры по ширине приведены для однодисковых муфт.

Чем больше разность между предельным моментом трения и
крутящим моментом, тем короче период ускорения при включе-
нии, тем резче разгон и меньше потерь на трение.

Соотношения между размерами муфты и предельным момен-
том трения могут быть определены из следующих зависимостей.

Для цилиндрических обжимных муфт предельный момент
трения (в кН • м)

Мт = (Р - Рц)

(P-Po)F-

mv2 ~| [1£>ш
§Лцт J 2

(VI. 23)

где Р — радиальная сила на ободе шкива от давления воздуха
в баллоне, кН; Рц— центробежная сила, действующая на об-
жимающую часть муфты, кН; ц = 0,35 = 0,5— коэффициент тре-
ния; — диаметр шкива, м; р — давление воздуха в баллоне,
МПа; р0 = 0,03 = 0,05— давление, расходуемое на деформацию
баллона для преодоления начального зазора между баллоном
и шкивом, МПа; F — площадь баллона, на которую действует
давление воздуха, м2 (с некоторым приближением можно при-
нимать равной площади контакта колодок и шкива F = nDmB,
где В — ширина колодок, м); т — масса баллона, кг; £=9,81 —
ускорение свободного падения, м/с2; гцт — радиус центра тяже-
сти баллона, м; и = 2лгцт^/60— скорость на радиусе центра тя-
жести муфты, м/с; п — частота вращения муфты, об/мин.
Для осевых дисковых муфт предельный момент трения
(в кН • м)

О

Л1Т==	(vi.24)

3

где Pi и Т?2 — наружный и внутренний радиусы диска, м; г —

число поверхностей трения дисков; Рд =	7~^	средняя

л — к2)

удельная нагрузка на дисках, МПа.

Осевая сила на нажимном диске от давления воздуха в бал-
лоне (в кН)

Ро=	(°2-4)-сгпР(д + s)>	(VI.25)

где D — больший диаметр полости баллона, обычно равный на-
ружному диаметру диска, м; de— меньший диаметр полости
баллона, м; znp — число, пружин, отжимающих диски; с —жест-
кость пружины, Н/мм; Л — предварительное сжатие пружины,
мм; 6 — суммарный зазор между трущимися поверхностями дис-
ков, мм (для каждой пары трущихся поверхностей, т. е. одного
диска, в зависимости от типоразмера и степени износа фрик-
ционных накладок 6=4-т-7 мм). z

Работа трения при включении муфт. При включении фрик-
ционных муфт при пусках машин почти половина энергии, под-
водимой к муфте, даже при благоприятных условиях пуска рас-
ходуется на нагрев и износ трущихся поверхностей. Нагрев и
износ зависят от продолжительности включения и от времени
заполнения камеры муфты сжатым воздухом.

Средняя интенсивность выделения тепла на трущихся поверх-
ностях за время ее включения (в Вт/м2)

4ср = QIFj^bi	(VI.26)

где Рд— площадь одной трущейся поверхности диска, м2; /в—
продолжительность включения муфты, с; Q — количество тепла,
выделяющегося в каждой паре трущихся поверхностей за пе-
риод одного включения, Дж:

<? = Лтр/г.	(VI. 27)

Здесь Лтр — полная работа трения, совершаемая ведущими ча-
стями муфты за период включения /в, Дж.

Работу, совершаемую в процессе включения фрикционной
муфты с разгоном ведомых деталей по установившейся угловой
скорости вращения соу, можно разделить на три части: работу
за первый период, расходуемую на преодоление трения в самой
муфте и превращающуюся в тепло; работу во второй период, за-
трачиваемую на преодоление трения при буксовании и разгон
ведомых деталей; полезную работу в третий период.
Для определения полной работы трения (в Дж) для фрик-
ционных муфт, применяемых для пуска буровых машин, с до-
статочной точностью может быть использовано выражение

л,р - —i-------(м,+ л/,	(VI.23)

2,(? + 2) М„ \ V <.	)

где у — показатель степени (для шинно-пневматических муфт
у = 2); сое — начальная (максимальная) угловая скорость буксо-
вания, с~ь, Му — установившийся крутящий момент, Н-м; /2 —
динамический момент инерции ведомых частей муфты, Н-м-с2;
Л4пр— крутящий момент, необходимый для разгона ведомой ча-
сти муфты и приведенных к ней масс, Н-м; ®у — установив-
шаяся угловая скорость вращения, с-1.

Работу трения, совершаемую движущимися частями машины
при выключении фрикционных муфт, можно определить анало-
гичным образом, однако следует учитывать, что при использо-
вании клапанов-разрядников, выпускающих воздух из муфты
в атмосферу, процесс опорожнения муфты протекает в 2—3 раза
быстрее, чем ее заполнение.

Износ трущихся частей муфты зависит в основном от удель-
ной работы при буксовании [2]..
Раздел третий

ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОМПЛЕКСОВ
ДЛЯ СПУСКА И ПОДЪЕМА
КОЛОНН ТРУБ

Глава VII

ФУНКЦИИ И СТРУКТУРА

СПУСКО-ПОДЪЕМНОГО КОМПЛЕКСА

§ 1.	ПРОЦЕСС ПОДЪЕМА И СПУСКА КОЛОНН;
ФУНКЦИИ КОМПЛЕКСА

Спуско-подъемным комплексом буровой установки называ-
ется совокупность агрегатов, механизмов и органов, служащих
для спуска, подъема и удержания на весу бурильных и обсадных
колонн и обеспечения технологически необходимых манипуляций
с ними при проводке скважины.

В процессе бурения скважины спуско-подъемный комплекс
выполняет следующие функции: спуск и подъем (СПО) буриль-
ных колонн для смены изношенного долота, когда нагрузка на
систему не превышает веса колонны в воздухе; дополнительные
текнологические и аварийные работы, когда нагрузки на си'-
стему превышают вес бурильной колонны в воздухе. К допол-
нительным и аварийным работам относятся приподъем и спуск
бурильной колонны в процессе бурения при одновременном ее
вращении и промывке скважины (бурение и проработка); спуск
и подъем обсадных колонн для освобождения элеватора или
клиньев после наращивания очередной трубы или в связи с ос-
ложнениями; ликвидация прихватов и аварий бурильных и об-
садных колонн; спуск и подъем бурильных колонн в искривлен-
ных и наклонных скважинах.

Первая категория операций (СПО) является наиболее про-
должительной, циклической с переменными динамическими на-
грузками, определяющими требуемую долговечность элементов
спуско-подъемного комплекса.

Вторая категория операций вызывает более высокие, кратко-
временные нагрузки в элементах комплекса, носящие случайный
характер, и определяет его требуемую статическую прочность.
Так как закономерность действия этих нагрузок нельзя устано-
вить, то за максимальную нагрузку принимают усилие на крюке,
которое должно быть не менее разрывной прочности применяе-
мых бурильных труб или 0,8 наибольшей страгивающей на-
грузки спускаемых обсадных труб.
Оборудование подъемного комплекса работает в режиме по-
вторно-кратковременных меняющихся по величине нагрузок.

Для определения нагрузок и времени их действия конструк-
тор должен хорошо представлять себе технологический процесс
бурения скважины.

Эффективность буровой установки может быть оценена ря-
дом показателей, одним из которых является скорость бурения,
а другими — скорости выполнения различных операций.

Рейсовая скорость проходки — комплексный показатель, слу-
жащий для сравнительной оценки эффективности буровой уста-
новки и процесса бурения в сравнимых условиях. Он характери-
зует среднюю скорость углубления (в м/ч) или (в м/мес) ствола
скважины с учетом затрат времени на разрушение породы и за-
мену изношенного долота:

°рд = ^д^р,	,	(VH.1)

где Ня — проходка на долото, т. е. число пробуренных метров
за рейс, м; — общее время рейса, ч:

/р = /дол + /сп 4" /под + /н 4* /пвсп 4~ /рас 4" /цр-	(VII.2)

Здесь /дол — время работы одного долота на забое, ч; /сп и
/под — время спуска и подъема, ч; /н— время наращивания бу-
рильной колонны, ч; tn всп — время подготовительных и вспомо-
гательных работ, ч; /рас — время расширения ствола сква-
жины, ч; /Пр — прочее время, отнесенное к данному рейсу.

Из этого выражения видно, что эффективность каждого
рейса зависит от соотношения времени работы долота на забое
по углублению ствола скважины, т. е. производительных и не-
производительных затрат времени на все остальные технологи-
чески необходимые операции, не дающие углубления ствола
скважины.

Средняя рейсовая скорость СПО зависит от машинного вре-
мени спуска и подъема бурильных колонн за время проводки
скважины; времени, затраченного на машинно-ручные операции
при свинчивании и развинчивании и манипулировании со све-
чами; надежности оборудования; длины и веса свечей; степени
механизации СПО; квалификации буровой бригады и др.

Однако рейсовая скорость прд не характеризует технической
эффективности самой буровой установки. Например, если рейсо-
вая скорость уменьшается за счет увеличения производительного
времени и при этом возрастает проходка за-рейс, то это не сви-
детельствует о снижении эффективности процесса, и; наоборот,
если рейсовая скорость повышается за счет снижения /дол и ко-
личества пробуренных метров, то производительность буровой
установки будет уменьшаться.

Сокращение времени, затрачиваемого на углубление сква-
жины, при одновременном увеличении проходки за рейс —
наиболее эффективный способ повышения производительности
буровой установки, так как оно одновременно ведет к сокраще-
нию числа СПО, а следовательно, и времени на эти операции.
Однако каким бы ни было число СПО, необходимо сокращать

время, затрачиваемое на вспомогательные операции.

В сравнимых условиях эффективность буровой установки
можно определять по рейсовой скорости проходки, т. е. среднему
времени бурения 1 м ствола скважины за рейс.

Число рейсов р подъемного комплекса во время проводки
скважины зависит от ее глубины. Оно является также функцией
проходки на долото, зависящей от конструкции сквджин и до-

Рис. VII.1. Зависимость
числа рейсов р от глубины
скважины L

лот, буримости пород, способа и уров-
ня техники бурения, качества долота
и др. На рис. VII. 1 приведена зависи-
мость числа рейсов от глубины сква-
жины, называемая кривой проходки.

Обычно для бурения глубоких
скважин расходуют от нескольких до-
лот в мягких породах до нескольких
десятков, а иногда и сотен долот в
твердых породах. Длина извлеченных
и спущенных в скважину труб за вре-
мя ее бурения определяется заштри-
хованной площадью в масштабе.

По мере углубления скважины в
процессе бурения длину бурильной
колонны периодически увеличивают,
при этом возрастает вес колонны, а
следовательно, и нагрузка на подъем-
ный комплекс. Нагрузка на подъем-

ный комплекс при подъеме уменьша-

ется по мере извлечения колонны из скважины/а при спуске,
наоборот, увеличивается. Число циклов изменения нагрузок на
талевую систему для каждого рейса равно числу свечей в ко-

лонне.

Для выполнения перечисленных выше функций можно при-
менять различные подъемные системы: механические полиспа-
сты, рычажные или зубчатые, гидравлические др. Однако до
настоящего времени не создана подъемная система для буровой
установки, конкурентоспособная с полиспастной (рис. VII.2).

Процесс подъема из скважины бурильной колонны, состоя-
щей из отдельных секций (свечей), определяется числом циклов
пц, содержащих повторяющиеся в строго определенной последо-
вательности операции (рис. VII.3, а): захват колонны элевато-
ром; подъем всей колонны на длину свечи при нагрузке на крюк,
равной весу поднимаемой колонны в растворе и силам сопротив-
ления при ее движении в скважине; установку колонны на стол
ротора; освобождение поднятой на поверхность свечи от растя-
гивающей нагрузки, раскрепление ключами, отвинчивание от
колонны поднятой свечи и установку ее внутри буровой
в специальном магазине или укладку да мостки буровой; спуск
незагруженного крюка с элеватором для захвата колонны, под-
вешенной на роторе; захват и подъем колонны на длину следую-
щей свечи и т. д. При спуске (рис. VII.3, б) колонны эти опера-

Рис. VII.2. Схема подъемного комплекса:

1 — крюк; 2 — талевый блок; 3 — несущие струны; 4 — кронблок; 5 — вышка; 6 — лебед-
ка; 7 — приспособление для крепления конца неподвижной струны; А, Б — ведущая и
неподвижная струны каната; О —ось скважины

ции выполняют в обратной последовательности, но с другими
нагрузками и продолжительностью.

Общее время, затрачиваемое на подъем и спуск бурильной
колонны, подразделяется на время, затрачиваемое- на подъем
колонны, спуск незагруженного элеватора для захвата очеред-
ной свечи, спуск колонны и подъем незагруженного элеватора
для захвата очередной спускаемой свечи, стоящей в магазине
(или время на подъем элеватора с одной трубой, захватываемой
с мостков), а также время, затрачиваемое на другие вспомога-
тельные операции при СПО.

Совершенство подъемного комплекса может быть оценено по
скорости движения крюка при СПО. Средняя скорость крюка
при спуске или подъеме бурильной колонны (в м/ч), т. е. отно-
шение общей длины спущенных и поднятых бурильных труб
SLi за рейс или за все время проводки скважины к машинному
времени спуска Тс и подъема Тп, определяется по формуле

«к ср с = 2Lj/Tc ИЛИ Ок ср п =	(VII .3)

Рис. VII.3. Диаграмма цикла нагружения подъемной системы:

а и б — соответственно при подъеме и спуске колонны на длину одной свечн; N — мощ-
ность на барабане лебедкн; t — время: установки нли снятия с колонны элеватора ts »
подъема колонны или порожнего элеватора ?Пэ, захвата и установки колонны или
свечи ty; раскрепления, отвинчивания, свинчивания н крепления свечн fK, tOf tCB н
fKpj приподъема колонны ?Пк; спуска колонны или элеватора tCt ?сэ; А — подъем после-
дующих свечей

Из диаграммы цикла подъема и спуска свечи (рис. VII.3)
видна длительность машинного времени различных циклов при
СПО.

Спуско-подъемный комплекс буровой установки должен обес-
печивать два вида скоростей движения крюка при подъеме и
спуске: механическую и технологическую.

Под механической скоростью понимаются скорости спуска и
подъема крюка с бурильной колонной при СПО.

Под технологической скоростью подразумевается скорость
спуска и подъема крюка с колонной бурильных и обсадных труб
при технологически необходимых операциях в процессе про-
водки скважины (подача при бурении, спуск обсадных колонн,
подъем бурильных колонй при затяжках, прихватах и ловильных
работах или приподъем и спуск тяжелых обсадных колонн
и др.).

Очень важно выбрать оптимальные значения механических
и технологических скоростей подъема и спуска. Поскольку
подъем осуществляется за счет подвода мощности, то от вели-
192
чины выбранных скоростей зависит мощность подъемной си-
стемы. Колонна спускается под действием собственного веса, и
механическая скорость спуска крюка зависит от конструкции,
мощности и надежности тормозной системы.

В литературе различные авторы приводят весьма широкий
диапазон допустимых механических скоростей при спуске от 1,5
до 5 м/с и более, однако эти скорости ограничиваются време-
нем, затрачиваемым на вспомогательные операции. Из графика
(рис. VII.4) видно, что средняя механическая скорость иКСр

Рис. VII.4. График зависимости средней
рейсовой скорости Окср бурильной колонны
от механической скорости крюка Око при
различном времени на вспомогательные
работы на одну свечу:

Номер кривой ....12	3 4	5 6

*всп, с................О	30 45 60 120 200

времени на спуск бурильной
колонны за время бурения
скважины глубиной 2000 м
в зависимости от механиче-
ской скорости спуска

резко снижается с увеличением времени на вспомогательные ра-
боты /ВСц и высокие механические скорости икс становятся неэф-
фективными. Обычно вспомогательное время, затрачиваемое на
одну стальную свечу диаметром 114 мм и длиной /с = 25-ь27 м,
составляет 45—120 с, поэтому увеличение механической скоро-
сти спуска более 3 м/с для этих труб не эффективно.

С повышением механических скоростей возрастают динами-
ческие нагрузки, быстрее изнашивается оборудование и увели-
чивается частота отказов, что естественно ведет к увеличению
времени на вспомогательные работы. На рис. VII.5 приведен
график зависимости общего времени, затраченного на спуск
(кривая /), а также времени механического спуска (кривая 2)
и времени на ремонт оборудования (кривая 3) от механической
скорости спуска. Анализ проведен для скважины глубиной

7

Заказ № 1379

193
2000 м. Из рис. VII.5 видно, что механическая скорость спуска
находится в диапазоне 2,5—4 м/с.

Максимальная скорость крюка ограничивается требованиями
техники безопасности и имеет вид

Октах = (0.53 -ь 0,8) Vl~.	(VII.4)

При /с = 25 м максимальная скорость УКтах = 2,65-М м/с.

Кроме того, при больших скоростях движения колонны
в скважине создается гидродинамическое давление, зависящее
от вязкости бурового раствора, соотношения диаметров буриль-
ной колонны и скважины, состояния стенок скважины и др.
Резкое изменение давления может привести к осложнениям
в скважине.

Максимальная механическая скорость подъема крюка огра-
ничивается наибольшей скоростью намотки каната на барабан
для обеспечения равномерной его укладки. При современных
системах с намоткой каната в несколько рядов уНтах = 20 м/с.
Скорость смотки каната допускается более высокая (>30 м/с).

Из приведенного видно, что не механические, а средние ско-
рости СПО определяют техническое совершенство спуско-подъ-
емного комплекса. Для современных буровых установок сред-
ние скорости спуска и подъема ик ср = 0,280,3 м/с, т. е. скоро-
сти, обеспечивающие спуск или подъем 1000 м бурильной
колонны в течение 1 ч.

, При СПО подъемный комплекс должен обеспечить подъем
бурильной колонны наибольшего веса на минимальной механи-
ческой скорости, а экономически рациональные механические
скорости подъема пКСрп — требуемую среднюю скорость подъ-
ема.

Минимальную механическую скорость подъема крюка, кото-
рую должна обеспечивать подъемная система, найдем следую-
щим образом. Механические скорости подъема крюка на каж-
дой передаче лебедки

^К1 — ^с/6>	^К2 ~	- • • >	i ~ Ic/fy.	(VII.5)

Время подъема колонны минимальное в том случае, когда
подъем на длину каждой свечи будет производиться с исполь-
зованием всей располагаемой мощности на крюке, т. е. при NK=
= ^кгУю = const. Заменяя в этом выражении нагрузку от веса
колонны PK=Sliqc и подставляя скорость подъема пк из (VII.5),
получаем

Рк -^ = (Рк - /с<?с)	= (Рк -- 2Zc<?c)	•

11	t2	t

. . . [Рк _ (S _ 1) zc<?c] _L.

ti
скорости СПО колонны на длину свечи /1 =
тогда минимальная механическая скорость подъ-
быть рассчитана по формуле

2S/r	S 4-1 vK cn п --------

Отношение всех нагрузок на крюк к общему машинному
времени подъема TB=ti + t2 +.. .+ti можно представить в виде
Рк _ SPK-/c<?c[l+ 2+  •  + (S-1)] _
tl	Тп

SPK—lcqcS -

в_________________2	.	(VI1.6)

Тп

Найдем из этого выражения время подъема на минимальной
механической
= 27’п/($ + 1),
ема уК1 может

+ = —— =---------------- или ик1 = -------------— ~, IV 11./I

°ki (З + О^ксрп	2S	2

S— число свечей в колонне; uKi; tw ..., пКг— механические
скорости подъема колонны на длину одной свечи при соответ-
ствующей передаче, м/с; (i; t2, ti— машинное время подъема
бурильной колонны на длину первой, второй и последующих
свечей, с; 1С — длина свечи, м; qc — вес 1 м свечи, Н.

Пример. Определение средней механической скорости подъема.

В колонне длиной L=3000 м при длине свечи С = 27 м число свечей

S = LHC = 3000/27» 111.	(VII.8)

Вспомогательное время, затрачиваемое на одну свечу бурильных труб,
УБТ н смену долота:

7’р = ST/T -J- <$убт/убт + Тц,	(VII.9)

где ST=100 н 5убт=П — число свечей труб и УБТ в колонне; fT=60 с —
вспомогательное время на машинно-ручные операции бурильных труб (раз-
винчивание, установка и т. д.); Сбт = 90 с — то же, дли УБТ; Тя=800 с —
время смены долота.

Время, оставшееся на подъем, находим нз формулы (VII.6): Та =
= 10800 — ТР= 10 800—(100-60+11 -90 + 800)«ЗОЮ с.

При таких затратах вспомогательного времени на одну свечу средняя
механическая скорость подъема составит

«к ср п = L/Tn = 3000/3010 » 1 м/с.	(VII. 10)

Таким образом, минимальная механическая скорость подъ-
ема Пк1 практически не зависит от числа свечей в колонне; на
нее влияет только средняя скорость подъема уКсрп- Из выра-
жений (VII-7) и (VII.10) следует, что при средней скорости
Уксрп=1 м/с минимальная механическая скорость подъема бу-
рильной колонны должна быть t»Ki = 0,5 м/с независимо от глу-
бины бурения, для которой предназначен данный подъемный
комплекс.

Максимальная механическая скорость крюка при подъеме
Укшахп ограничивается не только приведенными выше факто-
рами, но' также возможностями оператора останавливать крюк
на заданной высоте и манипулировать с ним при подъеме.
Практикой установлено, что максимальная механическая
скорость крюка должна быть 1,4—1,8 м/с. Более высокие скоро-
сти не только не снижают, а, наоборот, увеличивают общие
затраты времени на подъем при СПО.

Минимальная технологическая скорость подъема устанавли-
вается технологами-буровиками в зависимости от назначения
буровой установки и ее класса, ик min = 0,1-4-0,2 м/с, т. е. всегда
меньше минимальной механической скорости uKi-

Для каждого назначения, нагрузки и условий бурения необ-
ходимо найти наивыгоднейшее число струн в системе (в настоя-
щее время применяют от 2 до 14 струн), от которого зависят
передаточное отношение и нагрузка в подъемной системе. Не-
обходимо выбрать также наиболее целесообразную точку креп-
ления неподвижного конца каната.

§ 2.	кинематика подъемной системы

Первый этап проектирования подъемного комплекса — разра-
ботка его кинематйческой Схемы (рис. VII.6) и определение ки-
нематических параметров системы. В процессе проводки сква-
жины подъемный комплекс предназначен для выполнения раз-
личных операций. В одном случае он .служит для проведения
СПО, на которых должно затрачиваться минимальное время,
в других — обеспечивает создание на крюке необходимого уси-
лия для извлечения из скважины прихваченной обвалившейся
породой бурильной колонны или при авариях с ней. Для обес-
печения высокой эффективности при этих разнообразных рабо-

“т,Чт

Рис. VII.6. Кинематическая схема подъемного комплекса с приводом:

/ — двигатель; 2 — трансмиссия с коробкой передач; 3 — лебедка; 4 — кронблок; 5 — та-
левый блок; 6— крюк; “др» °т- передаточное отношение от двигателя к барабану
лебедки и кратность талевой системы; Пл— к. п. д. талевой системы и лебедки
тах подъемная система, как указывалось, должна иметь два
вида скоростей подъемного крюка.

В связи с изменением веса бурильной колонны при подъеме
для обеспечения минимума затрат времени подъемная система
должна обладать способностью изменять скорости подъема и
спуска в соответствии с нагрузкой.

Во время подъема и спуска колонн на длину свечи скорость
движения всех элементов подъемной установки непостоянна
вследствие неравномерности вращения двигателя, изменения
радиуса навивки каната на барабан, непостоянства к. п. д. ме-
ханизма и сопротивления движению колонны в скважине. Ки-
нематические соотношения и параметры системы можно найти
из следующих выражений.

Средняя скорость движения (в м/с) ведущей струны тале-
вой системы при подъеме на длину одной свечи

»в ср п i — «к ср n ilU-t,	(VII.11)

где ик Ср п i — средняя скорость подъема крюка на i-й ступени,
м/с; ит — кратность талевой системы, равная числу струн ка-
ната между талевым блоком и кронблоком системы.

Средняя частота вращения (в об/мин) барабана лебедки при
подъеме

где Dcp= (D0+De)/2 — средний диаметр навивки каната, м;
D0 = D6 + d—минимальный диаметр навивки каната, м; Dq —
диаметр бочки барабана, м; d— диаметр каната, м.

Наибольший диаметр навивки каната (м)

De = D6 + qp(2z — l)d,	(VII. 13)

где z— число слоев навивки каната; а = 0,93-^0,95 — коэффи-
циент уменьшения диаметра навивки за счет смятия и укладки
каната.

Канат на барабан можно навивать в несколько слоев по
винтовой линии с противоположным направлением в смежных
слоях или с параллельной укладкой витков. Лучшая в отноше-
нии уменьшения износа каната — параллельная укладка, при
которой коэффициент а имеет наименьшее значение.

Как видно из выражения (VII.13), для обеспечения постоян-
ства скорости движения ведущей струны каната частота враще-
ния барабана лебедки должна меняться по мере изменения
диаметра навивки каната. При постоянной частоте вращения
барабана лебедки скорость навивки каната переменна.

Скорости движения каната (см. рис. VII.6):

fi = 1>в, о2 = — 2vK = v3,	Vi = v3 — 2vK = Vt — 4vK,

где Vi > v3 > v3 > v4.

Для неподвижной струны каната им = 0,
Частоты вращения шкивов (в об/мин):

6teB	60 (ав — ак) ,

п1 ~ --гл-’	Пг~ -----гл--->-

Лх/ш	Л£?ш

60и2	60 (ив — 2ик)

пэ = -----=-------------• . . ;

яОш	яОш

Л1>«2>«3> . • • >ПП = 0.	(VII. 14)

Здесь Ап — диаметр шкива, м; uB, Щ, v2, ..vM— скорости
движения каната, м/с; пь пг, пп — частоты вращения шки-
вов, об/мин, ик — скорость крюка, м/с.

Из этих соотношений видно, что наибольшая скорость дви-
жения каната в талевой системе всегда у ведущей струны, а
с наибольшей частотой вращается шкив, огибаемый этой струной.
После определения частоты вращения шкивов и зная время
СПО, можно найти суммарное число оборотов (циклов) под-
шипников шкивов, необходимое при их выборе и расчете.

Чтобы определить максимальные нагрузки для расчета эле-
ментов подъемного комплекса на прочность, следует распола-
гать данными о динамических нагрузках и времени их действия.
В связи с этим рассмотрим подробнее процесс движения тале-
вой системы при СПО для определения действительной скоро-
сти крюка.

Подъем крюка под нагрузкой при помощи лебедки происхо-
дит при извлечении колонны из скважины, а без нагрузки — при
ее опускании. Спуск крюка под нагрузкой осуществляется при
опускании колонны в скважину, а без нагрузки — при подъеме
колонны.

При проектировании спуско-подъемного комплекса важно
правильно выбрать сочетание механических скоростей подъема
и спуска с помощью привода лебедки, и ее тормозной системы.

Процесс СПО происходит всегда на определенной дистан-
ции, ограниченной длиной свечи (25—36 м).

' Каждый цикл подъема (рис. VII.7) или спуска колонны на
длину свечи может состоять из двух или трех периодов: периода
разгона (р, в течение которого крюк увеличивает скорость дви-
жения: периода установившейся скорости движения и пе-
риода замедления движения до полной остановки. В некото-
рых случаях период установившегося движения может быть
очень небольшим или отсутствовать кривая (2).

Действительная средняя механическая скорость (в м/с)
крюка при подъеме или спуске на длину свечи с учетом разгона
и торможения определяется по формуле

«к ср п =	— .	(VII. 15)

*р т *У т *т

Здесь h — длина хода крюка, м (при расчетах можно прини-
мать h=alc, где 1С — длина свечи, а= 1,01ч-1,02— коэффициент,
учитывающий отношение хода крюка к длине свечи),
На графиках (рис. VII.7) показаны по два случая подъема
и спуска нагруженного крюка. Кривая 1 соответствует большой
мощности на крюке и максимальной скорости подъема крюка
Иятахп и кривая 2 — недостаточной мощности на крюке при не-
правильно выбранной максимальной скорости его подъема
и'ктахп, но большей, чем скорость Уктахп в первом случае
(рис. VII.7,а). Из этих диаграмм видно, что во втором случае,
вследствие более медленного разгона, время разгона /рп' и об-
щее время подъема tn' крюка на длину свечи больше, чем время
/Рп и /п, достигаемое в первом случае.

Рис. VII.7. Диаграмма (тахограмма) подъема (а) и спуска (б) колонны на
длину свечи с различными скоростями

Аналогичная картина наблюдается и на рис. VII.7,б, на ко-
тором показано два случая спуска при мощной тормозной си-
стеме (кривая 1) и тормозной системе, мощность которой не
обеспечивает быстрого торможения (кривая 2). Здесь происхо-
дит то же самое. В первом случае (кривая 1) максимальная
скорость спуска крюка t»K-max c<t/тах с> но средние скорости
спуска vK срс>< ср с и время спуска крюка на длину свечи
tc<tc'. Следовательно, максимальные скорости крюка как при
подъеме »Ктахц, так и при спуске Пктахс должны выбираться
с учетом мощности подъемной системы и длины свечи. При ко-
ротких свечах и малых мощностях подъемной системы на всей
высоте подъема может происходить только разгон или тормо-
жение, что ведет к затрате лишнего времени на СПО.

Действительная механическая скорость крюка при подъеме
зависит от длины каната, наматываемого на первый и послед-
ний ряды барабана, и от интенсивности разгона. Она может
отличаться от скорости, определенной по среднему ряду навивки
каната, на 3—8 %. При практических расчетах этой ошибкой
можно пренебречь.
Период установившейся скорости движения

fy — tn tpn fTni

(VII. 16)

где tn — машинное время подъема колонны на длину свечи, с;
/Рп —время разгона крюка при подъеме, с; tTa — время тормо-
жения при подъеме, с.

Средняя механическая скорость подъема всегда меньше ско-
рости, обеспечиваемой при полной (номинальной) частоте вра-
щения двигателя, из-за невозможности мгновенного пуска и тор-
можения буровой лебедки.

Машинное время подъема колонны на длину свечи

,	h , h

ini = ------- =1п---------,	(VII. 17)

°к ср п i	уктахп»

где 1»к ср п г — средняя скорость крюка при подъеме колонны на
различных скоростях (в м/с),вычисляемая по формуле (VII. 15).

При расчетах для определения машинного времени подъема
пользуются коэффициентом заполнения тахограммы %п, пред-
ставляющим собой отношение площади, ограниченной кривыми
1 или 2 (рис. VII.7, а), к общей площади

П =^гпах^п-	(VII. 18)

Величина %п может быть определена по эмпирической фор-
муле

р2

Хп = 1 + с п -,	(VII-19)

1с

где с — коэффициент, зависящий от типа и мощности привода
лебедки, с2/м (для электрического и дизель-электрического при-
вода с = 2,4, для дизельного с гидротрансформатором и газотур-
бинного привода с = 3,6, для дизель-механического и дизельного
привода с гидромуфтой с=4,8).

Тяжелые бурильные колонны спускают обычно с торможе-
нием, поэтому время разгона (рс зависит от оператора. Время
разгона ненагруженного крюка /'рс определяется весом талевой
системы и ее силами сопротивления движению.

Период установившегося движения при спуске /у с зависит
от средней скорости спуска:

fyc =	(VII.2'0)

ср с

где /гт = 0,5-^-6 м — путь крюка при торможении; иксРс~
~Пктах/2 — средняя механическая скорость спуска крюка
(пксрс = 0,54-2,5 м/с); иктах — максимальная механическая ско-
рость спуска крюка (иктах<5 м/с). Как максимальная, так и
средняя механическая скорость спуска крюка меняются при спу-
ске каждой свечи в зависимости от глубины скважины, состоя-
ния ее ствола и тормозной системы, веса колонны и др. На
рис. VII.8 приведен график средних механических скоростей спу-
ска бурильных колонн из труб диаметром 114 мм для различных
районов Татарии (кривая /) и Азербайджана (кривая 2).

Какой-либо строгой закономерности скорстей спуска не су-
ществует— это случайный процесс. Обычно в верхней части
скважины скорости спуска низкие, затем они увеличиваются
с глубин 300—500 м до максимально допустимых для данных
условий, а затем опять снижаются. В обсаженных стволах ско-
рости спуска выше, чем в необсаженных.

Время торможения ко-
лонны при спуске (в с)

Дс 2/1т/гкс или

<тс = 2окс/ек,	(VII.21)

где ек — замедление крюка
при спуске (зависит от интен-
сивности торможения, на-
грузки на крюке и мощности
тормозной системы).

При расчетах можно при-
нимать линейный закон изме-
нения замедления.

По опытным данным, при
длине свечи 25—27 м время
разгона при спуске состав-

Рис. VII.8. График средних механи-
ческих скоростей спуска бурильных
колонн из труб диаметром 114 мм

ляет: для незагруженного

крюка tp с = 20ч- 30 с; при весе бурильной колонны 0,2—0,5 МН
^рс = 8-ь10 с; при весе колонны 0,5—0,8 МН tp с = 10-ь 15 с.

Среднее машинное время спуска бурильной колонны на
длину одной свечи

С = ^рс 4* tyc 4* ^тс-

(VI 1.22)

Средняя скорость спуска крюка при незагруженном элева-
торе (в м/с)

VK. ср э —

Дер

2ит

1,6Gr)T/i

(VII.23)

где Dcp — средний диаметр навивки каната, м; G — вес подвиж-
ной части талевой системы, Н; т]т — к. п. д. талевой системы;
7Т — приведенный момент инерции вращающихся и подвижной
частей талевой системы, кг-м2 (Н-м-с2).

Время спуска незагруженного крюка (в с)

(VI1.24)
Приближенно среднее машинное время спуска колонны на
длину свечи определяют по аналогичной расчетной схеме [см.
формулу (VII.22)]:

/С = ХС------,	(VII.25)

f к max с

где Хс — коэффициент заполнения тахограммы при спуске;
Пктахс — МЭКСИМЭЛЬНаЯ СКОрОСТЬ СПуСКЭ, м/с.

Так как бурильную колонну спускают при отключенном при-
воде буровой лебедки, то максимальная скорость спуска, огра-
ниченная технологическими и техническими возможностями,
устанавливается и контролируется оператором. Для ориентиро-
вочных расчетов, согласно формуле (VII.4), можно принимать
Пктах с=Д6 , а коэффициент заполнения тахограммы при
расчетах продолжительности спуска бурильной колонны прини-
мают: Zc=l,5 — для спуска бурильной колонны; Л,с = 2,0 — для
спуска незагруженного элеватора.

§ 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ЭЛЕМЕНТЫ
СПУСКО-ПОДЪЕМНОГО КОМПЛЕКСА

Нагрузки, действующие на крюк, следует разделять на статиче-
ские и динамические (циклические).

К статическим нагрузкам относятся силы, возникающие во
время медленного нагружения крюка (скорость движения менее
0,1 м/с), натяжения системы при прихватах и затяжках в про-
цессе спуска тяжелых обсадных и подъема бурильных колонн
при аварийных работах. Эти виды нагрузок действуют редко,
и их характер случайный.

Вероятные статистические нагрузки на крюке при подъеме,
создаваемые весом колонны и силами трения ее. в скважине
(см. рис. VII.6), определяют по формуле

Рктзх = (1---HP_^(2g/+2GKf) + PTp	(VII.26)

ИЛИ Рк max — Кабкв “Ь Ртр«

где Ка=1— Рр/рг —коэффициент уменьшения веса колонны
за счет архимедовых сил; СКв = Е^ + Е^к£ —вес бурильной
колонны в воздухе, Н; РТр — сила трения и прихвата колонны,
Н; рр и рт — относительная плотность бурового раствора и ма-
териала труб; q — вес 1 м труб с учетом высаженной части и
замков, Н; / — длина труб одинакового веса, м; GKi — вес про-
чих элементов, составляющих бурильную колонну (УБТ, рас-
ширители, долото и т. д.), Н.

Нагрузки динамические (циклические) возникают в процессе
СПО, когда нагрузка от веса бурильной колонны в жидкости и
сил трения не превосходит ее веса в воздухе, при разгоне во
202
время подъема или замедлении при торможении 66 время
спуска.

Нагружение подъемной системы при подъеме (рис. VII.9)
происходит следующим образом. При включении фрикционной
муфты барабана лебедки при подъеме колонны, висящей на
роторе (точка а на кривой 3), сначала выбираются зазоры,
а затем нагружаются и деформируются элементы подъемной си-
стемы. В точке в (кривая 1) нагрузка на крюке достигает веса
бурильной колонны, которая как бы отрывается от стола ро-
тора.

Рис. VII.9. Осцйллограмма нагрузки иа крюке при подъеме бурильной
колонны весом 0,25 МН:

/ — нагрузка на крюке; 2 — частота вращения ведущей части фрикционной муфты;

3 — то же, барабана лебедки; / — время; РКд—динамическая нагрузка на крюке; со —
угловая скорость

В этот момент возникает нагрузка, вызывающая колебания
всей упругой системы. Колебания нагрузки на крюке вслед-
ствие диссипативных сил затухают. Кривая колебательного про-
цесса близка по форме к затухающей синусоиде (рис. VII.9,
участок кривой вс). В точке с заканчивается разгон крюка и
начинается период установившегося движения до точки е. На-
грузка на крюке в этот период носит колебательный характер
с отдельными пиками (точки d), возникающими при переходе
каната с одного ряда на другой, далее колонна затормаживается
(участок ef кривой 1). Как видно из графика, пиковая нагрузка'
в этот момент более чем в 2,5 раза выше статической. Нагрузка
на крюке в период установившегося движения тоже больше
статической (точка в).

При резком торможении во время спуска колонны колеба-
тельные процессы в талевых системах носят почти такой же ха-
рактер, как и при подъеме.

Подъемный комплекс буровой установки является сложной
динамической системой, в которой отдельные машины и их
элементы движутся с различными скоростями и ускорениями.
В таких системах точное определение динамических нагрузок
представляет известную сложность и для инженерных расчетов
вполне приемлемы приближенные результаты. В этих случаях
действительную систему заменяют приведенной схемой с сохра-
нением общего закона движения. Кинетическая энергия системы
и работа внешних сил при приведении масс остаются неизмен-
ными.

Расчетную динамическую схему подъемного комплекса с при-
водом и бурильной колонной с достаточной точностью можно

представить в виде пятимассовой упругой си-
стемы, в которой канат и бурильная колонна
имеют распределенные параметры (рис.
VII.10).

Под действием внешней силы Рт(0 вся
система будет перемещаться как абсолютно
жесткое тело, и уравнение движения примет
вид

> =	'	(VI1.27)

di2 тс

Рис. VI 1.10. Расчетная динамическая схема подъемной
системы:

РТ — внешняя сила натяжения струны каната: mi — приведен-
ная масса вращающихся частей привода лебедки и талевой
системы; т2— распределенная масса талевого каната; т3 —
сосредоточенная масса талевого блока, крюка, штропов н
элеватора; т4~ масса колонны бурильных труб; zn5 —масса
УБТ н Других элементов; *i и Х2 —координаты отсчета; Я —
приведенная длина талевой системы; Z — длина бурильных
труб

5

где тс = У, т{ — приведенная к бурильной колонне масса всей
i=i

системы.

Зная силу Рт(0 и величины масс mi— m5, можно найти пе-
ремещение Zo, скорости и ускорения движения системы. В этом
случае действие внешней силы на массу сообщает ей ускорение
8(/).

В процессе неустановившегося движения системы с ускоре-
нием е(0 колебания талевого каната и бурильной колонны оп-
ределяются волновыми уравнениями

32zi „2 d2zL

—----- — Ui ---------

dt2 дх2

= e(0;

52z2 о д2г« ...

~f~-a2----------Г=8(°’	<VIL28)

di2	дх2

где Zi и z2 — продольные перемещения поперечных сечений'ка-
ната и бурильных труб при колебаниях; ai и а2— скорости рас-
пространения упругих волн деформации в канате и трубах:

Я1 = V Ell pi',	a2 = V Е21р2 ,

где Ei и E2— модули упругости каната и труб; pi и р2— соот-
ветственно плотности их материалов.
Для принятой расчетной схемы уравнения движения масс
системы имеют вид:

(xi = 0), гх = 0;

/	.	m	, г дг2 г 3г1 •

(xi — Л, х2 = 0), т3 -----------------р С2 —-	— Ci —	,

di2	дх2 5X1

(VII.29)

(х2 = I),

д2г2 _ дг2

tn^------- — G2----------

dt2 дх2

Где Ci = EiFr, С2 = Е2£2; £1 и £2 —площади поперечных
сечений несущих струн талевой системы и бурильных труб.

Исследования подъемных систем буровых установок пока-
зывают что приведенные к бурильной колонне массы вращаю-
щихся элементов талевой системы, трансмиссий и привода ле-
бедки mi во много раз больше масс поднимаемых бурильных
колонн (см. табл. VII.1). Это дает основание полагать, что ха-
рактер движения mi можно определять по формуле (VII.27).
Поскольку подъемная и тормозная системы рассчитываются по
наибольшему весу бурильной колонны при небольших скоро-
стях ее движения и при небольших ускорениях, то динамиче-
ские нагрузки при этом возникают небольшие и расчеты по при-
веденной методике представляют интерес при более высоких
скоростях подъема и спуска колонн меньшего веса.

Динамические же нагрузки для расчета элементов подъем-
ной системы можно определять для сосредоточенной массы, под-
вешенной на крюке. Приведенная к бурильной колонне масса,
вращающихся элементов талевой системы лебедки и привода
определяется из уравнения постоянства кинетической энергии
системы:

где /1, /2, • • •, Л — динамические моменты инерции элементов
подъемного комплекса; ®i, ......со,— угловые скорости валов

двигателей, трансмиссий и др.; ®л — угловая скорость бара-
бана лебедки.

Вероятная нагрузка на крюк (в Н) с учетом динамических
сил определяется по формуле

^кд = РктахН---(VII.31)

где g~ ускорение свободного падения, м/с2; ек — ускорение
или замедление крюка, м/с2.

На рис. VII.11. показана зависимость динамической на-
грузки на крюке от времени торможения для колонны весом
Скв = 0,9 МН и незагруженного элеватора с весом подвижных
частей талевой системы GTC = 0,l МН при скорости спуска
крюка икс = 5 м/с. Из графика видно, что если мощность тор-
мозной системы ограничена и рассчитана на действие макси-
мальной нагрузки на крюке Ркд=2 МН, то время остановки ко-
лонны весом 0,9 МН может быть не менее 1 с, а незагруженный
элеватор можно остановить за десятые доли секунды. При на-
грузках на крюке менее 0,9 МН кривые торможения будут на-
ходиться между этими пределами. При меньших скоростях
спуска колонны весом 0,9 МН динамические нагрузки на крюке
меньше 2 МН.

Нагрузка на талевый блок, канат и кронблок. Нагрузку на
талевый блок определяют так же, как и нагрузку на крюк,

Рис. VII. 11. Зависимость
динамической нагрузки на
крюке РКд от продолжи-
тельности торможения t
при спуске:

1 — для колонвы весом 0,9 МН;
2 — для незагруженного элева-
тора

только к нагрузке от колонны прибав-
ляют вес крюка.

Наибольшая нагрузка (в Н) на та-
левый блок:

статическая

Ртб = Рк max + GK;	(VII.32)

динамическая

?тбц — РКД + GK	~I	(VII.33)

где GK— вес крюка и элеватора со
штропами, Н.

Усилия в струнах талевого каната
Рт в состоянии покоя и движения не-
одинаковые.

При статическом нагружении (со-
стояние покоя) (в Н)

рт = ртб + GT6 + GTK = SP£	(VII.34)

где GT6 — вес талевого блока, Н;

GTK — вес талевого каната при нижнем
положении крюка, Н (обычно принимают вес 2/з длины каната
талевой оснастки).

Таблица VII. 1 Массы бурильных колони и элементов подъемных буровых уста

Скорость

Параметры	I	II	Ш	IV	
Класс установки  Масса колонны GK, т  Передаточное отношение от двигателя до барабана лебедки идл  Приведенная масса т1( т  Отношение приведенной массы к массе колонны:, min max	75 12,08  4260  56,8 86,0	БУ- 46 7,17  1640  35,6 53,5	2000-Э 26,7 4,16  680 '  25,4 34,2	15,8  2,46  350  22,1  78,0	
Заменим веса отдельных элементов подвижной части тале-
вой системы их общим весом (?тс==^^к4_(?тб4_(?тк> тогда

Рт = Рк max 4* Оте-	(VII.35)

Каким бы ни было усилие Рт, динамическим или статиче-
ским, всегда

РТ = Х + Р2+ . . . +Р„,	(VII.36)

где Рь Рг,   Рп — усилия в несущих струнах полиспаста, на-
ходящихся между талевым блоком и кронблоком. Нетрудно по-
казать, что в состоянии покоя эти усилия равны, т. е.

Р1 = Р2= . . . =рп = рв = рм = рС(	(VII.37)

где Рв и Рм — усилия в ведущей и неподвижной струнах каната
(см. рис. VII.6).

Тогда усилие в любой струне в состоянии покоя

Рс = Ргс/нт,	(VII.38)

где цт — число струн каната между талевым блоком и крон-
блоком, т. е. кратность полиспаста; Рт с — усилие в струнах
талевого каната при статическом нагружении. Вероятное уси-
лие в струнах талевой оснастки при динамическом нагружении
в соответствии с формулой (VII.26) -находим из выражения

Р — Р I G | ($кв + Отс) 8к	.

* тд — гк max “г итс п-----------•	(VII.39)

В процессе динамического нагружения, т. е. при движении
талевой системы вследствие трения в шкивах и изгибе каната,
во время движения по шкиву нагрузка на струны каната неоди-
наковая.

В начальный момент подъема натяжение (в Н) тяговой ве-
дущей струны (см. рис. VII.9-, участок в — с) рассчитывается
по формуле

Рвп = [рк max + GTC + (GKB + GTC) -^-1 —1—,	(VII.40)

L	S J wTT]T

ИОВОК	4

подъема

	I	II	in	IV	I	II	ill	IV
	125  14,12	Б1 92 8,95	/-3000-Э 51  5,15	23  2,56	200  27,7	БУ- 168 12,25	4000-2Э  95  4,66	59  3,28
	14 000	5980	2382	4150	52 600	11 142	4820	2815
	112,0  146,0	65,0 108	46,7  85,5	42,1  180	20,3 302	66,3 . 112	50,7 72	47,7  308
где т]т — к. п. д. талевой системы, зависящий от числа шкивов,
диаметра каната, степени их изношенности, нагрузки на крюке
и др. Для расчетов принимают к. п. д. каждого шкива т)ш =
= 0,96 ч-0,97, тогда г]т можно найти из выражения



Пт =

1*т (1 ----Чш)

(VII.41)

Для приближенных расчетов можно использовать формулу
т]т=1—0,02ит.

Для практических расчетов при полностью загруженном
крюке по рекомендации АНИ принимают:

и-,	................................ 6	8	10	12

Th ............................................ 0,874	0,841	0,810	0,770

При небольших нагрузках и незагруженном крюке величина
к. п. д. талевой системы значительно меньше, чем при полной
нагрузке.

В период установившегося движения при подъеме натяже-
ние ведущей струны в соответствии с формулой (VI 1.26)

рвуп =	+ °тс или рвуп= -ЛаОкв + Ртр+Отс	(уп 42)

UTY|T	Г4т^]т

т. е. без динамической составляющей. Этой нагрузке соответ-
ствуют статический вес колонны и сила трения при подъеме (см.
рис. VII.9, кривая с — е).

Натяжение рабочих струн (см. рис. VII.6) Pi = P3nf]r, Р^ =
=РМ Рз = Рл<   •; Pi — Рг-ГН» где тр, т)2,   , т)* — к- п. Д-
струны.

Натяжение неподвижной струны каната при подъеме при-
нимают Рмп = РвпЦт-

При спуске натяжение в (Н) ходовой — ведущей струны ка-
ната в период установившегося движения

о ___ (Ркдтах с Ч~ GTC)	/WTT .04

“вус — ----------------9	(VII.43)

Ut

где РКдтахс = АаСкв—Ртр — максимальная вероятная нагрузка
(в Н) на крюке при спуске [см. выражение (VII.26)].

Вероятные силы трения при подъеме и спуске при расчетах
принимают равными.

Динамическая нагрузка в ведущей струне при спуске возни-
кает в период торможения с замедлением ек с’

Р втс

к max + Gtc

(VII.44)

Натяжение неподвижной струны в период спуска при уста-
новившемся движении в соответствии с формулой (VII.26)

п _____ Рк max + GTC

“мус — ---------------

ИтЧт

(VII.45)
Из сравнения натяжения различных струн каната видно, что
при одинаковых динамических нагрузках на крюке при разгоне
и торможении наибольшей нагрузке подвержена всегда веду-
щая струна каната не только во время подъема (VII.42), но и
при торможении во время спуска (VII.44).

Обычно замедление крюка во время торможения при спуске
значительно больше ускорения разгона, и наибольшая динами-
ческая нагрузка возникает на ведущей струне каната в этот
период.

При расчетах на долговечность элементов подъемного ком-
плекса следует учитывать нагрузки различной интенсивности
с учетом динамических сил, соответствующих данному режиму,
и определять по ним эквивалентную расчетную нагрузку.

Так как колонны большего веса поднимают со скоростями
менее 0,6 м/с, то динамическая составляющая во время подъема
обычно не превышает 10 % статической нагрузки. В период
спуска динамические силы могут достигать больших значений,
однако они должны быть ограничены мощностью главного
тормоза. По мере уменьшения веса колонн динамические силы
РКд как при подъеме, так и при спуске возрастают и могут
достигать больших значений и превышать в 2—3 раза и более
вес колонны, висящей на крюке, так как скорости движения
крюка высокие, а мощность подъемной и тормозной систем при
малом весе колонн имеет большой резерв и могут создаваться
большие ускорения (см. рис. VII.9). Однако динамические на-
грузки в этих случаях, как правило, не превышают максималь-
ных статических, и наибольшая нагрузка на крюке возникает
при максимальных статических нагружениях.

Поэтому канат и другие элементы подъемного комплекса
рассчитывают на статическую прочность по максимальной ста-
тической нагрузке на крюке Ритах или в ведущей струне по
Рв щах-	,

Наибольшую статическую нагрузку на крюке, как указы-
вают, принимают равной вероятной разрывной прочности ис-
пользуемых бурильных труб /?б т или 0,8 наибольшего веса спу-
скаемой обсадной колонны GOk- Эту нагрузку называют макси-
мальной:

^бт = 0,8бок ~ Рк max < Ртсв

где /?т с — вероятная несущая способность элементов талевой
системы.

Нагрузка на кронблок

Ркр = Рт + Рв COS а + Pm'cos 0,	(VII.46)

где аир — углы между вертикалью и соответственно ведущей
и неподвижной струнами, градус.
Наибольшая вертикальная нагрузка (в Н) на наголовник
вышки

Рвш = Ркр + GKp>	(VII.47)

где GKp — вес кронблока, Н.

Вследствие большой упругости каната нагрузки на кронблок
и вышку можно рассматривать как статические.

Нагрузка на барабанном валу лебедки. Нагрузки на бара-
бане лебедки в зависимости от характера нагружения крюка не-
обходимо рассматривать как статические, определяющие ста-
тическую прочность конструкции, и динамические, циклически
повторяющиеся, изменяющиеся от минимальных до максималь-
ных значений и определяющие долговечность конструкции ле-
бедки и привода по пределу выносливости ее элементов.

Статическая нагрузка. Наибольший статический крутящий
момент (вН-м) на барабане лебедки возникает при подъеме наи-
более тяжелых колонн или ликвидации затяжек и прихватов:
Л1б ст п = Рв maxDe/2,	(VII.48)

где De — наибольший диаметр навивки каната на барабан, м.

Величина этого момента должна ограничиваться максималь-
ным моментом главного фрикциона лебедки: Мб СТ п<Мф.

В конструкциях лебедок, где предполагают использовать
блокирующие устройства, отключающие фрикционную муфту
в аварийных ситуациях, расчеты следует вести исходя из проч-
ности каната. В период остановок барабана лебедки при подъ-
еме к нему должен быть приложен статический тормозной мо-
мент

Мб ст с = PcDe/2,	(VII.49)

где РС = РЪ—усилие в ведущей струне каната в состоянии по-
коя, Н [см. формулу (VII. 38)].

Динамические нагрузки. Работа подъемного механизма бу-
ровой установки связана с частыми пусками, остановками, подъ-
емами и спусками колонн различного веса, т. е. фактически
в условиях непрерывно изменяющихся процессов, называемых
переходными или нестационарными. Энергия двигателя, равная
работе сил на перемещение колонны на пути разгона и инерции
всех неравномерно движущихся элементов в период неустано-
вившегося движения, расходуется в процессе разгона и погло-
щается системой во время торможения.

Продолжительность периода неустановившегося движения
представляет функцию избыточного момента двигателя или тор-
моза. Основное уравнение переходных процессов может быть
представлено в виде уравнения механического равновесия

Л/д ± Л1ст = Л4ИИ,	(VII.50)

где Мд, Мст и Мин — соответственно момент движущий разгона
или торможения, статические моменты сопротивлений и инер-
ционных сил; знак минус соответствует периоду разгона, знак
плюс — периоду торможения.
Для периода разгона барабана лебедки при подъеме инер-
ционный момент Мии — это разность между суммой моментов,
развиваемых двигателем Мдр и вращающимися с ним частями
в этот период, и момента статических сопротивлений Мст, при-
веденных к барабану лебедки.

Пуск лебедки при подъеме

Для того чтобы разогнать барабан лебедки при подъеме ко-
лонны, к нему должен быть приложен крутящий момент

Мбп = -п2~ + /бебп.	(VII.51)

где Рвп —натяжение ведущей струны каната талевой системы,
Н [см. формулу (VII.40)]; De — наибольший диаметр навивки
каната на барабан, м; /б — динамический момент барабана ле-
бедки и связанных с ним элементов, кг-м2 (Н’М*с2); ебп =
= ЮбДрп — угловое ускорение барабана при разгоне, с-2; (Об —
угловая скорость барабана, с-1; /рп — время разгона, с.

Торможение лебедки при спуске

При спуске колонн- для торможения барабана к нему должен
быть приложен тормозной момент (в Н-м), который может
остановить барабан в заданный промежуток времени на опре-
деленном пути крюка

Мб с = Рвт2с-^ +J666C,

(VII. 52)

где РВтс — динамическая нагрузка в ведущей струне каната при
спуске, Н [см. формулу (VII.44)]; Do — минимальный диаметр
намотки каната, м [см. формулу (VII.13)]; ебс = <»б#гс —угло-
вое замедление барабана при торможении в период спуска, с^2;
(Об — угловая скорость вращения барабана в момент начала
торможения, с-1; /Тс— время торможения при спуске, с.

Длина смотанной с барабана части ведущей струны каната
при торможении, м

г _____ _п иб^тс

^вт — **х-/сп----------

2

§ 4.	МОЩНОСТЬ СПУСКО-ПОДЪЕМНОГО КОМПЛЕКСА

Мощность, подводимая к крюку, выбирается так, чтобы она
была достаточной для подъема бурильной колонны максималь-
ного веса Рктах, согласно формуле (VII.26), при выбранной
минимальной механической скорости vKi из формулы (VII.7)
и обеспечила требуемую среднюю скорость подъема колонны
икСрп из формулы (VII.15), а также была бы достаточной для
подъема колонн максимального веса при заданных технологи-
ческих скоростях.

Мощность на крюке подъемного механизма для подъема
бурильных колонн (в кВт)

Nк max п — Рк. дик ср п/2 ИЛИ Nк max п = Рк дИк1>

ИЛИ AfK max п = та№к1-	(VII.53)

Наибольшую из этих мощностей выбирают в качестве расчет-
ной.

Мощность двигателей привода подъемной системы

= Nк max п/ПдлДг»	(VII.54)

где г|т — к. п. д. талевой системы; г)дл— к. п. д. трансмиссии от
двигателя до вала лебедки:

Ядл = ^ттЛтрЛкпЛл,

где Т)тт — к. ri. д. турботрансформатора (т]тт = 0,7-ъ 0,85); т)Тр—
к. п. д. трансмиссий (т)гр = тыЫЛм); i — число элементов
в трансмиссии; т)В — вал на опорах качения (т]В = 0,99) и на опо-
рах скольжения (грв = 0,97); цп— к. п. д. цепной передачи (т]п=
= 0,97), зубчатой закрытой (т]п=0,98), передачи клиноременной
(цп:=0,94); цм — к. п. д. муфты шинно-пневматической или ди-
сковой, эластичной или зубчатой (цм=0,99), к. п. д. электроди-
намической или турбомуфты (цм=0,97, при глубоком скольже-
нии до 0,85); цкп —к. п. д. коробки передач (т)кп = riirin « 0,85 ч-
0,9); цл—к. п. д. барабанного вала лебедки (т)л = т]вТ)мт)к ~ 0,9 4-
0,95); т)к—к. п. д. намотки каната (т)к = 0,954- 0,97);

Величина цдл = 0,50-:-0,75 в зависимости от конструкции си-
лового привода.

При групповом силовом приводе мощность подъемной си-
стемы выбирают с учетом мощности для привода насосов.

§ 5.	ПРОДОЛЖИТЕЛЬНОСТЬ ПОДЪЕМА И СПУСКА

БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЫ

Для определения времени работы механизмов при спуске и
подъеме бурильных колонн и требуемой долговечности отдель-
ных деталей в период эксплуатаций в различных условиях не-
обходимо знать длительность действия нагрузок.

Время, затрачиваемое на подъем и-спуск бурильных колонн
за все время бурения скважины:

Т СПО = Т' 1Л-ЬТ'с + Т’пэ + Т'сэ-р7\fp п + Тмр оН-Тд+Тубт,	(VI 1.55)

где Тм, Тс — время соответственно на подъем и спуск буриль-
ной колонны; Тпз — время на подъем незагруженного элеватора
при спуске бурильной колонны; Тсэ — время на спуск незагру-
212
женного элеватора при подъеме бурильной колонны; 7’мрп =
= 0,3=0,4 ч на 1000 м труб — время на машинно-ручные опера-
ции при подъеме бурильной колонны (развинчивание свечей,
установка их в магазин и др.); Тмрс = 0,65=0,8 ч на 1000 м
труб — время на машинно-ручные операции при спуске буриль-
ной колонны; Уд =0,1-т-0,25 ч —время на смену долота;

= 0,15=0,25 ч на 100 м — время на машинно-ручные операции
при спуске и подъеме УБТ.

Время на подъем колонны бурильных труб за весь период
проводки скважины определяется из формулы (VII.55):

Тпк = ТМ + Тсэ + Тмр п-	(VII.56)

Машинное время подъема бурильной колонны зависит от
общей длины поднятых труб и скоростей подъема:

(VII.57)
\ Vi	fa	vk )

где L2.......Lk — общая длина бурильных труб, поднимаемых

на первой, второй и последующих скоростях, м: ^2, • • •, Vk—
скорости подъема бурильной колонны, м/с; А,ь .........—	коэф-

фициент заполнения тахограммы на соответствующих скоростях
[см. формулу (VII. 19)]; а — коэффициент, учитывающий отно-
шение хода крюка к длине свечи [см. формулу (VII.15)].

Общая длина поднимаемых бурильных труб зависит от
числа рейсов за время бурения скважины и от глубины каж-
дого рейса. Кривая, выражающая закономерность изменения
глубины скважины после очередных рейсов,— это кривая про-
ходки, показанная на рис. VII. 1. Кривые проходки описываются
математической формулой, выражающей зависимость текущей
глубины от числа выполненных рейсов. Кривые проходки в за-
висимости от числа рейсов и глубины бурения имеют различные
математические описания, но наиболее распространена кривая
проходки параболического типа (см. рис. VII.1), описываемая
уравнением

Lt = А$т,	(VII.58)

где Li — глубина скважины, м; р— число рейсов; А — опытный
коэффициент; т = 0,2=0,7— показатель степени кривой рейсов.

Значения А и т для различных районов бурения можно
установить на основе фактических данных бурения.

Графически общая длина поднимаемых бурильных труб
в определенном масштабе выражается площадью, заключенной
(см. рис. VII.1) между осью абсцисс р, кривой проходки и ор-
динатой глубины скважины Li.

Математически общую длину поднимаемых труб и УБТ с до-
статочной точностью можно определить из формулы

t=P	L

Le= S Li= J	(VII.59)

i=l	0
Подставляя в формулу (VII.59) значения коэффициента
Л = Лгпах/₽т, получаем

L,- k L, _	<™.60>

[i=i	1 + т

где Лтах — конечная глубина скважины, м; ₽ — число рейсов
за период бурения скважины до конечной глубины.

По кривой проходки можно найти общую длину бурильных
труб, поднимаемых на отдельных скоростях, для определения
их расчетного .срока службы. Для этого необходимо установить
границы смены скоростей подъема колонны исходя из предель-
ной нагрузки при заданной мощности привода подъемной си-
стемы и скорости подъема.

Время, затрачиваемое на спуск колонны в скважину за пе-
риод ее проводки:

Тск = Тс + ТПэ + Тмрс.	(VII.61)

Время, затрачиваемое на механический спуск бурильной ко-
лонны за период проводки скважины, можно также представить
в виде [см. формулы (VII.15) и (VII.59)]

t	t

Tck = -^-(£i + £2+ . . . + £к) = X Lb	(VII.62)

h	Л z=i

где tc — среднее время спуска одной свечи в скважину;

Л8= У'Li — суммарная длина бурильных труб, спущенных
в скважину за все время ее проводки, м.

За период бурения скважины общий путь подъема незагру-
женного элеватора равен общей длине Le труб, спускаемых
в скважину.

Продолжительность подъема незагруженного элеватора за
период бурения скважины [см. выражения (VII.15), (VII.19)
и (VII.59)]:

7'пэ = аХпэ——,	(VII.63)

VK max

где Ок max — скорость подъема незагруженного элеватора, м/с,
[см. стр. 195—196]; Хпэ — коэффициент заполнения тахограммы
при подъеме со скоростью vK max.

Продолжительность спуска незагруженного элеватора за пе-
риод бурения скважины [см. выражение (VII.23)]:

Тсэ — Ls/vK Ср э.

(VI 1.64)

Максимальную скорость спуска незагруженного элеватора
определяют в зависимости от веса подвижных частей талевой
системы, оснастки и длины свечей.

2га
Время машинно-ручных операций Т;лр за время проводки
скважины складывается из времени, затрачиваемого на свинчи-
вание и развинчивание свечей и установку их в магазине буро-
вой или на извлечение их оттуда, и зависит от суммарного чи-
сла свечей Se =LJlc, длины и веса свечей, степени механиза-
ции этого процесса и квалификации буровой бригады:

Т'мр = Т'мр п ~г Т'мр с = (4<р п “Ь ^мр с) $е>	(VII,65)

где (Мрп и /мрС — время машинно-ручных операций при подъеме
и спуске свечи.

Время, затрачиваемое на наращивание бурильных труб:

Тн= Лг"ах <н,	(VII.66)

4Т

где Lmax — конечная глубина скважины, м; /т —длина трубы
(9 или 12 м);7н = 3-н8 мин — время, затрачиваемое на одно на-
ращивание.

Время на машинно-ручные операции при сборке или раз-
борке УБТ колонны Ty^ = ty^Sy^, где Л-бт— время на опера-
ции по свинчиванию, развинчиванию и обработке одной свечи
УБТ; Sy6T — число свечей УБТ,

После определения числа извлекаемых или спускаемых све-
чей в скважину за время ее бурения находят число циклов на-
грузок подъемной системы каждого механизма или агрегата и
длительность действия нагрузок, что необходимо для определе-
ния долговечности элементов буровой установки.

§ 6. ВЫБОР ЧИСЛА СКОРОСТЕЙ ПОДЪЕМА
И ИХ СООТНОШЕНИЯ

Для рационального использования установленной мощности и
уменьшения времени подъема привод лебедки должен иметь
характеристику, обеспечивающую постоянство мощности на
крюке, т. е. характеристику идеального подъемника:

N* = PK,VK i = const,	(VI 1.67)

где PKi — нагрузка на крюке; vKi — скорости подъема крюка.

Для привода со ступенчатым изменением скоростей подъема
крюка в этом случае число скоростей должно быть равно числу
свечей в колонне, что практически невозможно осуществить;
поэтому в подъемных механизмах только с механическими пере-
дачами и двигателями с нерегулируемой частотой вращения ва-
лов большое значение имеют выбор числа и соотношения ско-
ростей подъема, обеспечивающих минимальные затраты вре-
мени на подъем, а также простота конструкции подъемного
комплекса.

Число скоростей подъема. В подъемных системах с нерегу-
лируемой частотой вращения вала двигателя и ступенчатым
изменением скоростей подъема увеличение числа ступеней оп-
равдано только до известного предела.

На рис. VII. 12, а приведена зависимость времени подъема
колонны бурильных труб от числа скоростей подъема при их
рациональном соотношении; за 100 % приняты затраты времени
при идеальном подъемнике. Влияние мощности привода в зави-
симости от среднего времени подъема свечи показано на
рис. VII.12, б.

Из рис. VII.12, а, б видно, что с увеличением числа скоростей
подъема относительные потери времени асимптотически прибли-

Рис. VII.12. Зависимость затрат времени на подъем бурильной колонны:
а — времени подъема Тпк от числа скоростей fe; б — продолжительности цикла подъ-
ема колонны на длину свечн 25 м от мощности N при времени машинно-ручных опера-
ций с одной свечой.

Номер кривой на

рисунке . . . . / 2 3

/мр.п- с .... 0 60 130

жаются к нулю. С увеличением вспомогательного времени подъ-
ема влияние мощности, а следовательно, и числа скоростей
уменьшается. Следовательно, применение подъемных систем
с числом ступеней более пяти-шести становится нецелесообраз-
ным, так как мощность привода используется уже достаточно
полно. Увеличение же числа скоростей ведет к усложнению
конструкции подъемной системы привода.

Для бурения глубоких скважин с большим числом СПО
целесообразно применять подъемные системы с приводом, авто-
матически регулирующим скорость подъема в зависимости от
нагрузки. Если диапазон автоматического регулирования дви-
гателей недостаточен, то следует предусмотреть жоробку пере-
дач с двумя или тремя ступенями передач. Для установок с не-
регулируемой частотой вращения двигателей число передач при-
нимают равным четырем — шести.

Соотношение между механическими скоростями подъема.
Мнбгие исследователи предлагают формулы для определения
соотношения промежуточных механических скоростей подъем-
ных механизмов, учитывающие различные факторы. Однако
216
практика показала, что для буровых установок геометрическая
прогрессия является единственной закономерной, наиболее эко-
номически целесообразной структурой расположения частот
вращения валов системы.

При геометрическом ряде промежуточные механические ско-
рости подъемника выбирают из соотношения

Vi = гч_1Ф = ад‘-1
или

щ = п^ср = П1фг-1,	(VI 1.68)

где Vt и tit — скорость крюка и частота вращения барабана ле-
бедки на рассматриваемой передаче; <р — знаменатель геометри-
ческой прогрессии; i — порядковый номер скорости.

Из формулы (VII.68) следует, что знаменатель прогрессии

fe-i/ „	fe-v—

ф = 1/ —- = V R.	(VII.69)

г «1

где k — число скоростей подъема крюка; R — диапазон регули-
рования трансмиссии.

Величина знаменателя геометрической прогрессии для буро-
вых установок не нормализована; выбирают <р= 1,3-т-2,3.

Глава VIII

КОНСТРУИРОВАНИЕ ТАЛЕВЫХ СИСТЕМ

§ 1.	ФУНКЦИИ, СТРУКТУРА, ТИПЫ И ТРЕБОВАНИЯ

Талевая система буровых установок служит для преобразова-
ния вращательного движения барабана лебедки в поступатель-
ное перемещение крюка, на котором подвешена колонна, а так-
же для уменьшения силы натяжения струн и конца каната, на-
виваемого на барабан лебедки, за счет увеличения скорости его
движения.

Талевая система состоит из неподвижного кронблока, под-
вижного талевого блока, гибкой связи (талевого каната, соеди-
няющего неподвижный и подвижный блоки), бурового крюка,
штропов и элеватора, на которые подвешивают колонну буриль-
ных или обсадных труб, устройства для крепления неподвиж-
ного конца талевого каната, допускающего перепуск каната.

К талевым системам буровых установок предъявляют сле-
дующие общие требования: эксплуатационная надежность, так
как выход из строя элементов талевой системы ведет к серьез-
ным авариям; удобство и безопасность обслуживания—все дви-
жущиеся элементы должны быть защищены кожухом и иметь
обтекаемые формы, исключающие возможность задевания за
вышку; долговечность; возможность осуществления быстрого
Таблица VIII. 1 Основные характеристики талевых систем буровых установок

Показатели	Буровые				
	Б У-1250	БУ-1600	Б У-2000	БУ-2500	
Условный диапазон глу- бины бурения, м  Допустимая	нагрузка  на крюк, кН:  ГОСТ 16 293—82	600—1250	1000—1600	1250—2000	1600—2500	
	800	1000	1250	1600	
Стандарт Американ- ского нефтяного ин- ститута (АНИ)	—	—	1280	1600	
Диаметр каната, мм	22; 25	22—25	22—28 *	25—28	
Число рабочих струн в оснастке	4—8	4—8	4-8	6—8	
Диаметр шкива по дну желоба, м	0,7—0,8	0,7—0,8	0,8—0,9 	0,9-1,1	

Примечания: 1. Диаметры каната и число струн по ГОСТ 16 293—82. 2. Значения

монтажа и демонтажа, смены каната при переоснастках; вза-
имозаменяемость Однотипных механизмов и элементов между
собой; удобство для погрузки всех механизмов талевой системы
на транспортные средства и возможность многократных переме-
щений их на небольшие расстояния в пределах промыслов.

В буровых установках для глубин бурения 1250—3000 м
следует применять талевые системы с числом шкивов в тале-
вом блоке и кронблоке 2X3 и 3X4, в установках для глубин
3000—8000 м число шкивов следует выбирать от 3X4 до 6x7.

Неподвижный конец каната закрепляется в специальном уст-
ройстве, которое крепится к основанию буровой.

Число шкивов, их размеры и число струн каната в талевой
системе, т. е. кратность полиспаста, определяются допустимой
нагрузкой на крюке, тяговым усилием лебедки, скоростью на-
вивок каната на барабан, числом рядов навивки каната, раз-
мерами, прочностью, работоспособностью, типом и стоимостью
талевого каната. При конструировании талевых систем эти эле-
менты должны быть увязаны между собой, найдено оптималь-
ное решение, что является наиболее сложной задачей при про-
ектировании.

При бурении скважин одинаковой глубины в различных ус-
ловиях на крюк действуют одинаковые нагрузки; но число СПО
в одних условиях бурения может отличаться в несколько раз
от бурения в других условиях. Если число СПО небольшое, то
решающей является прочность каната, а при большом числе —
его абразивный и усталостный износ. В одном случае можно
выбрать систему с большим числом шкивов и струн каната, но
с небольшим его диаметром, в другом — канат большого диа-
метра с высоким сопротивлением разрыву, абразивному и уста-
218
установки

	БУ-3200	Б У-4000	БУ-5000	БУ-6500	БУ-8000	Б У-10000	Б У-12000
	2000—  —3200	2500—  —4000	3200—  —5000	4000—  —6500	5000—  —8000	6500— —10 000	8000—  —12 500
	2000  2040	2500  2270	3200  3170	4000  4540	5000  590w	6300  6800	8000  9100 *
	28—32  6—10	28—35 *  8—10	32—35— —38 *  10—12	32—35— —38 *  10—12	35—38— —44 *  12—14	42—44 *  12-14	42—44— —50 *  14
	0,9—1,1	1,0—1,2	1,2—1,3	1,2—1,4	1,3-1,5	1,4—1,6	1,6—1,8

со звездочкой для установок» применяемых зарубежными фирмами.

лостному взносам, но при меньшем числе шкивов в системе.
Чтобы правильно решить эту задачу, необходимо прежде всего
знать условия применения проектируемой системы и свойства
канатов и элементов системы; это необходимо для выбора из
всего многообразия решений наиболее эффективного. В талевых
системах буровых установок следует применять стальные ка-
наты диаметром от 20 до 50 мм.

Талевые системы характеризуются максимальной допусти-
мой нагрузкой, числом рабочих струн каната и его диаметром.
Характеристики существующих типоразмеров талевых систем
приведены в табл. VIII.1.

При выборе и оценке конструкции талевой системы следует
иметь в виду, что от ее типа и конструкции во многом зависит
скорость СПО, являющаяся важным фактором в процессе про-
водки скважин.

С увеличением числа шкивов и струн в оснастке больше
истирается канат, с уменьшением их числа канат более нагру-
жен и уменьшается число его перегибов при выполнении им
той же работы. Практикой эксплуатации установлено, что целе-
сообразнее применять такую оснастку, при которой число слоев
навивки каната на барабан лебедки составляло не более двух-
трех.

Практика последних лет свидетельствует о целесообразно-
сти: применения больших соотношений между диаметром шкива
и каната (D^d. до 48); увеличения диаметра шкивов; исполь-
зования более прочных канатов большого диаметра.

Число шкивов кронблока всегда должно быть на единицу
больше, чем в талевом блоке, кратность оснастки — четная
г,кб = 2Тб+1; «т = 2гТб(2Тб и zKfi)—число шкивов талевого
блока и кронблока). Это нужно учитывать при конструирова-
нии талевых систем и выбирать конструктивное решение, наибо-
лее полно удовлетворяющее требованиям прочности, долговеч-
ности при конструктивно допустимых размерах.

Скорость ведущей струны каната vB по условиям намотки
на барабан лебедки не должна превышать 20 м/с, т. е. vB —
= vk«t<20 м/с, где vK — скорость крюка, м/с.

Кратность талевой системы ит, действительная разрывная
прочность каната /?д и коэффициент запаса прочности SB свя-
заны зависимостью

SB “/?д/Рв т с max ИЛИ SB = и-г/?д/Ркд max*	(VIII.1)

где Рвтс max — максимальное усилие в ведущей струне талевой
системы. Рвтс max и ит определяются из формул (VII.44),
(VII.38), (VII.31), (VII.48), (VII.43).

Коэффициент запаса прочности нового каната талевых си-
стем буровых установок регламентирован нормами техники без-
опасности [7]. При статическом нагружении крюка SB = 2, при
СПО бурильных колонн SB = 3.

Так как разрывная прочность каната зависит от его кон-
струкции и диаметра, а нагрузка в ведущей струне — от крат-
ности талевой системы, то эта задача решается методом подбора
и поиска оптимального решения. Талевая система работает
в условиях переменных циклических нагрузок, особенно во
время СПО, и в условиях вибрационных нагрузок в процессе
бурения. Вибрации колонны передаются талевой системе и вы-
зывают колебания не только ее, но и вышки. Наблюдались
случаи, когда вибрационные нагрузки в процессе бурения при-
водили к обрывам талевых канатов вследствие усталостных
разрушений в местах перегиба неподвижного конца на первом
шкиве кронблока, т. е. в месте, практически не подверженном
истиранию.

Талевые системы следует конструировать в такой последова-
тельности: в зависимости от требуемой максимальной нагрузки
и скоростей подъема бурильных колонн выбирают размеры и
тип талевого каната, затем диаметры шкивов и кратность осна-
стки в системе (при этом следует учитывать величину усилия
на барабане лебедки, число слоев и скорость навивки каната),
после этого приступают к выбору конструктивных схем меха-
низмов и расчету размеров их отдельных элементов.

§ 2.	ВЫБОР СТАЛЬНЫХ КАНАТОВ ДЛЯ ТАЛЕВЫХ СИСТЕМ

Конструкции канатов. Существует большое разнообразие кон-
струкций канатов, свитых из стальных проволок, различных
как по форме поперечного сёчения (круглые, плоские, оваль-
ные и др.), так и по конструкции отдельных прядей и их на-
вивки (число элементов, свитых в канате, род их свивки, диа-
метр проволоки и др.).
В талевых системах буровых установок следует применять
стальные канаты только круглого сечения. По конструкции эти
канаты разделяют на три группы: одинарной, двойной и трой-
ной свивок. Канат одинарной свивки (рис. VIII. 1) состоит из
стальных проволок одного или разных диаметров б. Канаты
двойной свивки свиты из одинарных канатов, называемых
в этом случае прядью. Канаты тройной свивки, прядями в ко-
торых являются канаты двойной свивки, в талевых системах не

применяются.

В буровых установках можно применять весьма ограничен-
ное число типов только круглых шестипрядных канатов тросо-
вой конструкции, т. е. двойной свивки с сердечником. Эти ка-

наты изготовляют самых

разных конструкций, по-
этому выбор их довольно
сложен.

Пряди можно изготов-
лять из разного числа
слоев. Трехслойная, про-
стой конструкции (1 +
+6+12 + 18=37), из про-
волок одного диаметра

Рис. V1II.1. Сечение стальных прядей ка-

натов

в слоях, свитых вокруг
одной центральной про-
волоки-сердечника— тип ТК (рис. VIII. 1, а); двухслойная с оди-
наковым числом (1+9+9=19) проволок разного диаметра <51
и 62 в каждом слое—тип ЛК (рис. VIII.1,6); трехслойная

с промежуточным слоем для лучшего заполнения сечения, со-
стоящим из проволок двух диаметров (1 + (6+6)'+12 = 25,
рис. VIII.1, в); двухслойная с внешним слоем из проволок раз-
личного диаметра (1+6+(6+6) =25 (рис. VIII.1,г). Сущест-
вуют и другие типы конструкций.

В прядях группа проволок располагается по спирали во-
круг сердечника в несколько концентрических слоев.

Пряди каната по роду свивки изготовляют трех типов: с од-
носторонним направлением, одинаковым углом свивки и линей-
ным касанием проволок в слоях — тип ЛК (рис. VIII.2, а);
с одинаковым шагом свивки во всех слоях (рис. VIII.2, б); ком-
бинированные с разным направлением свивки по слоям
(рис. VIII.2, в). Во втором и третьем случаях проволоки в слоях
перекрещиваются и происходит их точечное касание (тип
ТК).

В стальных канатах двойной свивки группа прядей распо-
лагается по спирали вокруг органического или металлического
сердечника. Для тяжело нагруженных талевых систем лучше
выбирать канаты с металлическим сердечником, состоящим из
семи прядей по семь проволок в каждой. Талевые канаты этого
типа обеспечивают необходимую гибкость и имеют высокую по-

перечную жесткость.
Проектируя .талевую систему, необходимо правильно оцени-
вать усилия работы каната и выбирать наилучшую из всего
многообразия существующих конструкций. Для талевых сис-
тем, предназначенных для бурения неглубоких скважин с не-
большим числом СПО, следует выбирать канаты более прос-
тых конструкций с прядями простой свивки и органическим
сердечником. В талевых системах для бурения глубоких сква-
жин с большим числом СПО нужно выбирать канаты с хоро-
шей гибкостью и высокой разрывной прочностью и сопротивле-
нием истиранию внешних проволок, хорошо сохраняющих
форму поперечного сечения. Обрывы проволок в этих канатах
менее вероятны. Этим условиям отвечают канаты с металличе-
ским сердечником, у которых наружный слой прядей свит из

Рис. V1II.2. Пряди стального каната:

/ — сердечник; 2 — внутренние слон прядн; 3 — внешний слой

проволок большого диаметра, а внутренние слои —из проволок
меньшего.

На рис. VIII.3 показаны канаты, применяемые в талевых си-
стемах: с простой конструкцией прядей 1 с точечным касанием
проволок и органическим сердечником 2 (тип ТК-0 6x1 + 18=
= 114, рис. VIII.3, а); с линейным касанием проволок в прядях
1 и органическим сердечником 2 (тип ЛК-0 6x1+9+9=114,
рис. VIII.3, б); с линейным касанием, но с металлическим сер-
дечником 3 (тип 7X7 = 49) и свивкой прядей 1 из проволок
различного диаметра (тип ЛК 6x25=150+1 м. с„ рис. VIII.3,
е); с прядями из проволок разного диаметра в промежуточном
слое (тип ЛК-РО 6Х 1+ 6+(6X6) +12= 186, рис. VIII.3, г)
с металлическим сердечником 3. Канаты более жестких конст-
рукций и большей прочности применяют для спуска тяжелых
обсадных колонн, когда требуется большая прочнось каната,
а гибкость и износ не играют большой роли.

Прочностные характеристики канатов зависят от их конст-
рукции, диаметра и прочности проволок, на них не влияет на-
правление свивки прядей, левое или правое.

В табл. VIII.2 приведены данные стальных канатов, приме-
няемых в талевых системах.

Выбор направления свивки каната. Для. талевых систем
в ряде случаев играет роль направление свивки канатов, от
правильного выбора которого зависит срок службы. В зависи-
222
мости от направления свивки проволок внешнего слоя пряди
различают канаты правой й левой свивки.

Отдельные слои пряди могут иметь как одностороннее (тип
ЛК), так и разностороннее направление свивки. Канаты с пря-
дями с разносторонним направлением свивки проволок менее
склонны к самораскручиванию под действием растягивающей
нагрузки.

Рис. VIП.З. Конструкцн талевых канатов:

1 — пряди; 2, 3 — сердечники, органический, стальной

По направлению свивки прядей в канате и проволок в пряди
различают канаты крестовой и односторонней свивки. Канаты
односторонней свивки вследствие совпадения направлений сви-
вок более долговечны и гибки по сравнению с канатами крес-
товой свивки. Однако канаты односторонней свивки раскручи-
ваются, в результате чего нарушается их строение. Эти канаты
не пригодны для вертикального подъема- без направляющих,
не допускают резкого ослабления и свисания струн каната, по-
этому в талевых системах буровых установок их не применяют.

Для талевых систем с большой кратностью оснастки и при
больших числах СПО для обеспечения работоспособности по
Таблица VII 1.2 Характеристики талевых стальных канатов

Диаметр каната, мм	Площадь сечения, м№	Удельная масса, кг/м	Разрывное усилие каната в целом (в кН) при временном сопротивлении проволоки, МПа		Диаметр проволок внешнего слоя, мм
			1764	1960	

Канаты типа ЛК-0 6 х 1+9 + 9= 114; 6 X 1 + 6 + 9 = 96;
ЛК-РО 6 X 1 + 6 + (6 X 6) + 12 = 186*

22,0	204	1,9	320	340	1,0
25,0	300,6 *	2,66 *	460 *	517	1,6
28,0	376,5 *	3,38 *	576 *	618	1,8
32,0	475,95 *	4,20 *	719 *	742	2,0
35,0	564,13 *	5,05 *	863 *	906	2,2
38,0	672,5 *	5,98 *	1029 *	1100	2,4
41,3  44,5	712	6,6	1120	1200	2,6
	—	8,2	1200	1350	2,8
Канаты типа ЛК-М 6X1+9			+ 9= 114 и	6 х 1 + 9 + 9 = 150	
22,0	219	2,04	330	360 **	1,0
25,5	304	2,83	470 **	495	1,1
28,5	367	3,40	550	600 **	1,2
32,0	437	4,05	660	710 **	1,3
35,0	543	5,05	820	870	2,2
38,0	671	6,25	1010	1030	2,4
41,3	763	7,1	1150	1180	2,6
44,5	—•	8,4	1350	138й	2,8

•Для каната по ГОСТ 16 853—79 с металлическим сердечником.

•* Для канатов, рекомендуемых ведущими зарубежными фирмами для тяжело нагружен-
ных талевых систем.

износу истиранием лучше выбирать канаты, в которых: 1) число
проволок во внешнем и внутреннем слоях одинаковое,
а толщины проволок, образующих всевозможные слои прядей,
различные (см. рис. VIII.3, в, г); прядь свита с линейным ка-
санием проволок (см. рис. VIII2, а), а свивка каната кресто-
вая; 2) число проволок во внешнем и внутреннем слоях пряди
различное, а диаметр их одинаковый (см. рис. VIII.3, а); каса-
ние проволок в прядях линейное (см. рис. VIII.2, а), а свивка
каната крестовая. Преимущество канатов с прядями, свитыми
линейно (см. рис. VIII.3, а, г), по сравнению с канатами с пря-
дями крестовой свивки состоит в увеличении плотности и ра-
ботоспособности каната, повышении сопротивления износу и
раскручиванию. Кроме того, уменьшаются контактные напря-
жения, а также прочность каната от свивки.

При навивке на барабан и свивке с него канат подверга-
ется деформациям растяжения, изгиба, кручения, смятия. Ка-
нат навивается на барабан по винтовой линии, смещаясь за
каждый оборот барабана на величину диаметра каната. Это
смещение дополняет деформации растяжения, изгиба, круче-
ния и смятия.

В зависимости от направления свивки каната, направления
вращения барабана, порядка укладки каната на барабан
(справа налево или, наоборот, на барабан или под барабан)
деформация кручения может увеличиваться, если она совпа-
дает с направлением свивки прядей, или уменьшаться, если
она противоположна свивке.

Направление свивки прядей в канате надо выбирать так,
чтобы он дополнительно подкручивался при наибольших на-
грузках. В буровых лебедках канаты наматываются, как пра-
вило, под барабан, т. е. ведущая ветвь каната наматывается
на барабан со стороны, обращенной к оси скважины, и нави-
вается на барабан в несколько слоев, так что направление ук-
ладки в различных слоях меняется, поэтому при подъеме на-
правление свивки большой роли не играет.

Наибольшие нагрузки в ведущей струне каната возникают
в момент торможения при спуске, когда на барабане остается
один слой каната, и в этот период желательно, чтобы канат
подкручивался. В лебедках обычно при сматывании последнего
слоя канат движется слева направо, поэтому в этом случае
лучше применять канаты правой свивки.

Прочность канатов. Условной прочностью называется сум-
марное разрывное усилие всех проволок в канате. При расче-
тах, если суммарное разрывное усилие (в Н) неизвестно, его
определяют по номинальному временному сопротивлению про-
волоки по формуле

Re =	(VIII.2)

где crE— временное сопротивление проволоки, Па; Sfi — сум-
марная площадь сечения всех проволок, м2.

Разрывным усилием каната в целом 7?д называ-
ется усилие, при котором происходит разрушение каната. Это
действительная прочность каната в целом. Разрывное усилие
каната в целом всегда меньше суммарной прочности составля-
ющих его проволок. Если действительная прочность неизве-
стна, ее можно определить по приближенной формуле

/?д = Re cos п'а cos

где а — угол навивки проволоки внешнего ряда пряди; р—
угол свивки пряди в канате; п' — число слоев проволоки в пря-
дях; п — число слоев прядей в канате (для талевых канатов
п=1).

Долговечность канатов. Под действием циклических нагру-
зок и перегибов на шкивах и барабане лебедки канат быстро
изнашивается и разрушается. Практикой установлено, что ка-
наты считаются непригодными для дальнейшей эксплуатации
при наличии определенного количества оборванных проволок
на длине одного шага свивки.

Испытание на разрыв канатов по числу обрывов проволок,
непригодных для использования в буровой установке, показы-
вает, что их действительное разрывное сопротивление умень-
шается (на 5—10 %) по сравнению с сопротивлением новых
канатов. Это является следствием того, что под действием на-
грузки канат рвется не сразу, а постепенно: вначале разруша-
ются более напряженные проволоки и пряди. Обрыв изношен-
ных канатов может произойти внезапно. Из этого следует, что
износ не сопровождается значительным уменьшением статиче-
ской прочности на разрыв, но ведет к его внезапному прояв-
лению.

Долговечность талевых канатов ограничивается числом об-
рывов проволок или износом их по диаметру.

Проволоки наружного слоя каната изнашиваются вследст-
вие трения о желоба шкивов, барабана о витки каната при его
движении или деформации растяжения; проволоки внутри пря-
дей изнашиваются в результате смятия и трения прядей одна
о другую и проволок между собой при изгибе. Этот износ
можно оценивать по уменьшению диаметра каната, который
не должен превышать 10 %.

Срок службы проволочного каната определяется следую-
щими факторами: качеством изготовления каната; соответст-
вием конструкции и размеров каната заданным нагрузкам и
условиям работы на буровой установке; диаметрами шкивов,
барабана лебедки и размерами их желобов; числом слоев на-
вивки на барабан; направлением перегибов при прохождении
через шкивы; правильной оснасткой и эксплуатацией каната.
По ряду промысловых и лабораторных испытаний установлена
зависимость влияния различных конструкционных факторов на
срок службы каната. С увеличением отношения диаметра
шкива к диаметру каната и уменьшением напряжения изгиба
возрастает долговечность каната. Существует оптимальное со-
отношение между диаметрами шкива и проволоки б, при
котором для заданных условий эксплуатации долговечность ка-
ната максимальна.

Размеры профиля желоба, материал барабана и шкивов,
контактная нагрузка между канатом и желобом сильно влияют
на работоспособность каната, поэтому профиль желоба должен
соответствовать диаметру каната.

Талевые канаты не требуют дополнительной смазки при экс-
плуатации, так как закладываемой в сердечник каната смазки
при его изготовлении достаточно на весь непродолжительный
срок его службы. Применение специальных смазок с содержа-
нием молибдена значительно увеличивает долговечность тале-
вых канатов.

Согласно правилам Госгортехнадзора [7], талевые канаты
считают непригодными к дальнейшей эксплуатации при обрыве
одной пряди каната; числе оборванных проволок более 10 %
всего числа проволок в канате на шаге свивки каната диамет-
ром свыше 20 мм; вдавливании одной из прядей вследствие
разрыва сердечника каната; вытягивании или сплющивании
каната при его наименьшем диаметре менее 75 % первоначаль-
ного; износе или коррозии 40 % и более (по отношению к пер-
воначальному диаметру проволоки).

Расчет канатов талевых систем. Канаты талевых систем рас-
считывают на прочность по наибольшей действующей нагрузке
и на долговечность по работе, выполненной канатом при СПО
и бурении.

Расчет на прочность. Вследствие сложного напряжен-
ного состояния проволок в канате, расположенных под различ-
ными углами к оси, возникают силы, создающие трение между
проволоками, и дополнительные касательные усилия, усложня-
ющие напряженное состояние каната. Решить задачу по опре-
делению истинных напряжений при сложном объемном напря-
женном состоянии до сих пор не удалось.

Исследования показали, что при разрыве каната, движуще-
гося на шкивах, фактическое динамическое разрушающее уси-
лие ниже разрушающей нагрузки каната в целом при стати-
ческом нагружении. Возникающие радиальные сминающие уси-
лия и трение между проволоками и прядями при статическом
нагружении приближают канат к монолитному телу, и он раз-
рушается как одно целое. Несколько иначе разрушается нагру-
женный канат при прохождении по шкивам. Поперечное
сечение каната деформируется, силы сцепления между отдель-
ными проволоками и прядями уменьшаются, и они нагружа-
ются неравномерно. В результате этого при нагрузках, близ-
ких к предельным, сначала разрушаются более нагруженные
проволоки и пряди, а затем и весь канат. Поэтому фактиче-
ская прочность каната зависит и от условий нагружения.

Талевый канат является стареющим изделием, прочность
которого снижается в процессе эксплуатации. Само понятие
разрывное усилие каната в целом 7?д является величиной ус-
ловной, получаемой на заводе при испытании на разрыв об-
разцов каната на разрывных машинах, а эти испытания пол-
ностью не имитируют реальные условия работы каната в та-
левых системах буровых установок.

Поэтому при выборе канатов для талевых систем следует
проверить запас прочности каната по динамической нагрузке
подъема и спуска. Запас прочности SB = ₽д/РВтс или $в ==/?Д/РВП
должен быть порядка 44-5. В этих выражениях динамические
усилия РВп и Рвтс определяются из формул (VII.40) и
(VII.44).

Окончательное решение о выборе каната можно сделать
только после сравнения его с существующими прототипами та-
левых систем, предназначенных для работы в аналогичных ус-
ловиях.
Удельная нагрузка (в Па) между канатом и желобом шкива
p = 2PEn/Dmd,	(VI П.З)

где РЪп — наибольшее усилие в канате при подъеме, Н.

Для шкивов из стали марки 40 при проточенных желобах
р = 6Ч-8 МПа; для шкивов из марганцовистой стали марки 40Г2
(ГОСТ 4543—71) при работе каната по закаленной и шлифо-
ванной поверхности желоба р=17ч-28 МПа.

Расчет работоспособности каната. Точных методов расчета
срока службы канатов нет. В практике используют метод
оценки срока их службы по количеству работы, совершенной
канатом в процессе СПО и бурения. Этот метод следует ис-
пользовать для сравнения вариантов при выборе канатов та-
левых систем и для составления программы их эксплуатации.
Метод позволяет производить сравнительную оценку работы
каната или подсчитывать его работу в сходных условиях экс-
плуатации и корректировать составленную программу отра-
ботки в соответствии с фактическим износом каната.

Очевидно, что одно и то же количество работы, совершен-
ной канатом при СПО, например при подъеме ненагруженного
крюка, не приводит к тому же износу, что при подъеме наибо-
лее тяжелой колонны. Поэтому величину работы каната кор-
ректируют коэффициентом kc, учитывающим коэффициент за-
паса прочности каната SB.

Суммарную работу Ле, совершаемую канатом талевой си-
стемы за время бурения скважины, сравнивают с его работо-
способностью Лк; затем находят длину каната, необходимую
для бурения скважины, и составляют программу его отра-
ботки, определяющую периодичность перепусков и длину отре-
заемых кусков каната.

Общая работоспособность каната Лк — это сумма трех ве-
личин: работоспособности каната до первого отрезания Лкь ра-
ботоспособности каната при следующем его отрезании ЛК2 и
работоспособности каната, оставшегося на талевой системе Лкз,
после того как резервная длина каната уже использована:

Лк = ЛК1 + Лк2 + Лк3.	(VIII.4)

Работа каната до первого отрезания (в Дж)

Л их = Л о/дЙсЛт^ш,	(VIII.5)

где Ло — базовый или номинальный ресурс работоспособности
1 м каната, Дж; 10 — длина отрезаемой части каната, м; kc, kt
и k-ш — коэффициенты.

Ниже приведены ориентировочные значения ресурса рабо-
тоспособности талевых канатов Ло при коэффициенте запаса
прочности SB = 5 и отношении £)ш/6 = 600 (по данным зарубеж-
ных фирм в зависимости от диаметра каната d.

d, мм.............. 25,5	28,5	32	35	38

Ло, МДж/м .... 620—650 750—770 950—980 1100—1200 1350—1500
Значение /о выбирают на осно-
вании опыта эксплуатации в зави-
симости от условия бурения и кон-
струкции подъемной системы. Ве-
личину /о можно также определить
ориентировочно из соотношения
10— (0,6-ь0,7)В, где В — расстояние
от кронблока до пола буровой.

Длина отрезаемой за один раз
части каната не должна превышать

Рис. VIII.4. Зависимость
корректирующего коэффи-
циента ke от коэффициента
запаса прочности SB ка-
ната

длину каната, намотанного в пер-
вом слое барабана лебедки.

Корректирующий коэффициент
kc учитывает фактический статиче-
ский коэффициент запаса прочно-
сти SE в зависимости от веса бу-

рильной колонны (рис. VIII.4).

Коэффициент kt зависит от буримости породы и учитывает
работу каната при бурении.

Порода ............

Kt.................

Легко-	Средней	Труди о-

буримая буримости буримая

Очень трудно-
буримая
0,7

1,0	0,9	0,8

Коэффициент учитывает отношение диаметров шкива
и б проволоки наружного слоя каната.

Dm/S .................................... 500	600	700

km ...................................... 0,7	1,0	1,2

Работа каната на последующие отрезания

Дк2 — Дк1Лр1я-

Работа каната, оставшегося в оснастке (в Дж):

Дк8 — А К11к<Лр2^О>

(VIII.6)

(VIII.7)

где ZKO — длина каната в оснастке, м; fePi и feP2— коэффициенты
снижения ресурса каната после первого и последующих отре-
заний. Принимают /гР1 = 0,8; &р2 = 0,7.

На рис. VIII.5 показано ранжированное суммарное число
циклов нагружений разной интенсивности выполняемой работы
(за цикл принят каждый спуск и подъем крюка на длину его
хода).

Работу, выполняемую талевой системой при операциях
спуска и подъема бурильной колонны, рассчитывают исходя из
предположения равенства нагрузок на крюке при подъеме и
спуске колонн одного и того же веса.

Общая работа каната при проводке скважины (в Дж)

Аг = Дэ + Дубт + Дбк + Ди + Док-	(VIII.8)
Работа при спуске и подъеме ненагруженного элеватора
(в Дж)

А э = 2ОТсЛЛ^кэ,	(VIII.9)

где GTC— вес подвижной части талевой системы Н [см. фор-
мулу (VII.35)]; h — длина хода крюка, м [см. формулу (VII.15)];
Лгкэ = Лгубт4-Л^бк = 2Ае//с число циклов нагружений при подъеме
и спуске ненагруженного элеватора; Le — общая длина подни-
маемых труб и УБТ, м [см. формулу (VII.60)].

Работа, выполняемая при первом спуске УБТ на глубину,
равную его длине, (в Дж)

Яубт = (бтс + бс убт) /CVy6l,	(VIII.10)

где Осубт — вес свечи УБТ, Н; 1С — длина свечи УБТ, M',Ny6t =
= 1+2+, . . . + Sy6T = Зубт ($убт—1)/2 — число циклов нагруже-
ния; Sy6l — число свечей УБТ в бурильной колонне.

Рис. VIII.5. График работы Лек н числа циклов N нагружения талевой си-
стемы при СПО

Работа, выполняемая при спуске и подъеме бурильной ко-
лонны, (в Дж)

А бк = 1с (бтс + бубт + бет) Nбк + 2Л убтй*	(VIII. 11)

где V6K = 2Le6T//c —число циклов при спуске и подъеме бу-
рильной колонны; GCT — вес свечи бурильных труб, Н; 0 —
число рейсов при бурении скважины.

Работа, выполняемая при наращивании длины колонны,
(в Дж)

А н = (2GTc + Обт) 1бт8т)	(V111.12)

где St — число труб в бурильной колонне; GgT — вес буриль-
ной трубы, Н; /бт — длина бурильной трубы, м.

Работа, выполняемая при спуске обсадных колонн, (в Дж)
z

у1,

Лок = f=1 2-----,	(VIII.13)

где UGoKi — сумма весов обсадных колонн, спускаемых в сква-
жину, Н; Ц — глубины спуска каждой колонны, м.
§ 3. КРОНБЛОКИ И ТАЛЕВЫЕ БЛОКИ

Функции, виды и конструктивные схемы

Кронблок и талевый блок служат для размещения свободно
вращающихся шкивов, по которым проходит канат талевой си-
стемы. Кронблок и талевый блок представляют собой конструк-
цию, в которой группа свободно вращающихся шкивов смонти-

Рис. VIII.6. Конструктивные схемы кронблоков:

а — соосная с промежуточными опорами осей; б — многоосная; в — одноосная с двумя
внешними опорами; з —одноосная многоопорная; д — комбинированная;

/ — опора оси; 2 — шкив; 3 — неподвижная ось; 4 — подшипники шкива н осн; 5 — вра*
щающаяся ось	[

рована на подшипниках. Оси закрепляют на раме. По числу
осей и их креплению кронблоки и талевые блоки конструируют
четырех видов — соосные, одноосные, многоосные и комбиниро-
ванные. В одноосных конструкциях все блоки размещают на
одной, а в соосных на нескольких неподвижных соосных осях,
подшипники монтируют в ступицах шкивов. В многоосных кон-
струкциях оси выполняют несоосными и вращающимися вместе
со шкивами в подшипниках, смонтированных в корпусах, укреп-
ленных на раме.

На рис. VIII.6, а, в н г показаны схемы соосных и одноос-
ных, а на рис. VIII.6, б—многоосных кронблоков и талевых
блоков. Предпочтительны одноосные конструкции, имеющие
меньшие массу и габариты.
Комбинированными выполняются только кронблоки для
обеспечения более удобного расположения ведущей струны вне
габаритов мачты. В этих конструкциях кронблоков все шкивы,
через которые проходят струны подвески талевого блока, мон-
тируются на одной оси (рис. VIII.6, д).

Соосные кронблоки и талевые блоки по конструкции осей и
опор можно выполнять трехопорными (рис. VIII.6, а), одноос-
ные— двухопорными (рис. VIII.6, в) и многоопорными (рис.
VHI.6, г).

Поскольку оси кронблока и талевого блока представляют
собой нагруженную балку, выбор того или иного конструктив-
ного решения зависит от возможности обеспечить требуемую
прочность оси и долговечность подшипников. В двухопорных
конструкциях диаметр оси должен быть значительно больше,
чем в многоопорных. В многоопорных одноосных конструк-
циях диаметр оси может быть наименьшим, однако техноло-
гически сложно обеспечить равномерное распределение на-
грузки по опорам при неразрезанной оси.

Конструирование кронблоков

При конструировании кронблока прежде всего выбирают его
схему в зависимости от предполагаемой нагрузки, числа шки-
вов, масштабов производства и возможностей завода-изгото-
вителя.

Меньшие размеры и массу имеют одноосные кронблоки без
промежуточных опор оси.

На рис. VIII.7, а показан общий вид пятишкивного крон-
блока с двухопорной осью, а на рис. VIII.7, б — его конструк-
ция. Этот кронблок имеет сварную стальную раму, на которой
укреплена ось с пятью шкивами, смонтированными на подшип-
никах. Кронблок рассчитан на максимальную нагрузку 1,4 МН,
и такое конструктивное решение обеспечивает прочность, жест-
кость и удобство обслуживания. Ось кронблока закреплена
в двух корпусах, смонтированных на раме. Каждый шкив смон-
тирован на оси на двух цилиндрических роликоподшипниках,
внешние кольца которых зафиксированы в ступице шкива пру-
жинным кольцом, а внутренние — на оси распорными коль-
цами.

Смазка к подшипникам каждого шкива подается через
пресс-масленку по каналу, просверленному в оси.

Многоосные и комбинированные кронблоки выполняют од-
ноярусными (оси находятся на одном уровне) и многоярус-
ными (с разными уровнями расположения осей).

В табл. VII 1.3 приведены основные характеристики крон-
блоков различных конструкций.

Анализируя эти характеристики, видим, что масса кронбло-
ков с двумя соосными осями на нагрузки 3-е 5 МН на 30—
232
Таблица VI11.3. Технические характеристики кронблоков буровых установок

Буровые установки _ _ 	.		Я *098	1О	Й	1 CO	,	<N	CO	Cl О  r~. oo Й	|	°° Й.  О	*	00 "Ф	-СЧ	—«	00  CO
	a-osz	00	t4-	1 —«	Ю IO сч о  СЧ	СЧ °<oo	°. 4  lO	—~	СЧ	—Г о  CO
	Я-Si-9	А	1  §	©	ю	,1©	.	O	IO	—	о  S °° co -	{2^.-	~ oo -  co	*-*	^fco	сч	—*	o  $ 	2	  ь.	1	—<	tO f-j  й Ю О 4^- 1 S о 3 «  01	“c?	n о" 10
	3-1-29	
	g-OSf-	00	n?	1 г2	* Cl О  ю	-фо?	<о -	1	со	аз	из -	из  ~	о*	gw	»	°"	о	»
	.oos-z-ямл	о	©	»	g	S 8	8	$  to	_	СО	eO	io of	о
	.oof-z-дял	«м	О	СО to to 't*  -	r-~	Й 8	ci ~ © о  Ф	-	00	см	ej- csf <
	.ozs-z-зял	m	“s	©	£J О -Ф u?  <ъ L? r~ <4 S? В	o„ о ct> o  0 е0	—	03	СЧ	Ф Cl Cl in  § 	
	008-SA	e ®	CO	co	§	о <o	S§ c?  co	„*	co	cj	ci* ci	oT cd  ч 	  Q						  cx>	_	о	СЧ co	О  о co	XO	Srt	CO co	ф  Cl	co	3	ci	3  s
	8-ооз-ел	
	.ок-э->м	IQ-	g? S ”. § “ S	g  Cl	„ co п	тнсч оГю	о  1
	szi-ел	®- © °. =o ° S 8 « £	§  C'i	—"	—'	ci ~ ci ci	л
	ssi-дй	"♦	05 co P	co CO 8 §	°  .	10 о Cl	< <4 °t -	«  «J	к
	tfdgos-xg	CO	in	°  tn Cl	CO Ц, о	r~©£J	°  o' Cl 2	co io r2 ”.	«  Д
Показатель		Нагрузка максималь-  ная, MH Число шкивов  Диаметр шкива по дну желоба, м  Диаметр каната, м Диаметр оси шкива, мм  Габариты, м:  длина  высота ширина  Масса, т к> • Соосные конструкции с дв оэ оэ			—
з|*°

I я « 3
' <3 м taco
© О и S
о> X
Ч Я .
|~г л tJ !?

I х
I в
в

S в s

« | Цо я
я 1 1 я
З01* Я е(«

80 % больше, чем у одноосных конструкций для аналогичных
нагрузок. Такие кронблоки имеют габариты по ширине на 10—
15 % больше, чем у одноосных.

Конструирование талевых блоков

Талевый блок (рис. VIII.8) обычно выполняют из двух сварных
боковых щек, соединенных наверху полой траверсой, а внизу —
серьгой с помощью приваренных к щекам кронштейнов и паль-
цев. Эти детали составляют как бы силовой каркас блока. В ще-
ках неподвижно установлена ось, которая для предохранения
от осевого смещения с торцов закреплена гайками.
Рис. VIII.8. Талевый блок пятншкнвный одноосный:

/ — серьга; 2— палец: 3— кронштейн; 4 — щека боковая; S — шкивы; 6 — роликопод-
шипники; 7 —ось; 8 — гайка; Р —кольцо предохранительное; 10 — траверса верхняя;
11 — кожух

Ось с торцов имеет отверстия, служащие для подачи смазки
к подшипникам шкивов. Смазка осуществляется при помощи
масленок, установленных с торцов оси.

На рис. VIII.9 показан талевый блок шестишкивный анало-
гичной конструкции. Буровой крюк следует подвешивать к та-
левому блоку на его нижнюю серьгу или присоединять на стер-
жнях к его корпусу. Верхняя траверса талевого блока должна
иметь отверстия для подвески его при монтаже. Боковые ко-
жухи талевого блока, закрывающие шкивы по периметру, снаб-
жаются прорезями для прохода каната. Сопротивление изгибу
лепестков, образуемых в верхней части кожухов прорезями,
увеличивают либо выштампованными на них ребрами жестко-
сти, либо привариванием усиливающих деталей.
Талевые блоки конструируют двух видов: одноосные (все
шкивы смонтированы на одной оси, укрепленной в боковых ще-
ках) и соосные с двумя осями (две сборки шкивов смонтиро-

ваны каждая отдельно, а между осями оставлено пространство
для пропуска свечи) (рис. VIII.10). Талевый блок должен
иметь минимальные габаритные размеры, особенно по ширине,
так как он движется внутри вышки в пространстве между паль-
цами магазинов с бурильными свечами и должно быть обес-

печено минимальное безопасное
расстояние между блоком и эле-
ментами вышки.

Для обеспечения равномер-
ной затяжки щек на оси и
в торце верхней траверсы необ-
ходимо устанавливать регулиро-
вочные прокладки. *

В системах с автоматизацией
спуско-подъемных операций при-
меняют двухсекционные талевые

Рис. VIII.9. Талевый блок шестишкив-
ный одноосный:

/ — серьга; 2 —подвеска; 3 и 7 —траверсы
нижняя н верхняя; 4 — кожух; 5 — ролико-
подшипник; 6—шкив; 8 — щека боковая;

9 — ось пустотелая

блоки, между секциями которых устанавливают желоб с на-
правляющими раструбами для пропуска свечи.

Массу талевого блока в отличие от других механизмов не
следует стремиться уменьшать, так как от массы подвижной
части талевой системы зависит плотность навивки каната на
барабан лебедки при подъеме пустого элеватора. При «рых-
лой» укладке на барабане канат в процессе спуска бурильной
колонны врезается в лежащие ниже слои и сильно изнашива-
ется. Масса талевого блока также влияет на скорость спуска
пустого элеватора: чем больше масса, тем быстрее разгон.

В табл. VIII.4 приведены основные характеристики талевых
блоков различных конструкций.

Сборка ось — шкивы кронблоков и талевых блоков

Сборку ось-шкивы талевых блоков и кронблоков следует вы-
полнять однотипной конструкции. Размеры шкивов, осей, под-
шипников и других деталей должны быть унифицированы для
каждого типоразмера блоков, чтобы обеспечить взаимозаме-
няемость.

Основные требования, которым должны удовлетворять эти
механизмы, — надежность и наименьшие размеры по длине оси
236
		0S9		6‘S	О	1,525	34,9—38,1	301		1,58	0,89	2,9	о о o'	
							О							
		00S	еллъ	CO		1,27	со 1 со  со	254		1,32	0,79	L'Z	5,89	
№		OSE	00  О	co”	Ю	1,07	31,75	203		1,42  i	0,69	оГ	3,85	
я я £		osz-v		LZ‘Z	Ю	16*0	28,6	152		0,96	0,63  1	ОО	ю о  со	
ных буровых	Я X Й О Я  S	02		18*1	'Ф	0,91	26,4—28,6	152		0,96	0,56	1,78	2,95 J	
различ:	9 й О А	♦00fr-9-VSlA		I 4,0	СО	1,38	ю со	360		1,84	1,57	2,96	12,50	
блоков	из	♦02£-9-VSlA		Г	СО	1,28	ш со	260		1,41	1,44	2,35	О9‘6	
левых ।		00Е-1Л	ttuaaeod	о  co”	СО	1,28	ОО со	260		1,92	1,57	3,17	О сож о”	
Я g		»0S2-9-VSll	V рал ма	СЧ	СО		сч со	220		1,27	1,41	2,57	01‘9	
нические характерна		SSZ-S-VS1A		I 2,25	Ю	о.	со со	220		0,57	1.17	2,22	2,30 |	X К к о о
		♦ooz-fi-vaix		СЧ	Ю	°.	сч со	220		1 1,45	1,36	2,63	3,20 |	X К 3 X X  я о ч о X о X
		dgOH->Sl	to	'ф	'Ф	о о	ОО сч	170		1,24	0,65	2,11	2,48	
0)  3		tfdgoS-ЛЯ	£S	СЧ	'Ф	ОО сГ	Щ- сч	140		1	1	1	I э‘г	а  о X о о о
Таблица VIII.4 Основа	Показатель			Нагрузка максималь- ная, MH	Число шкивов	Диаметр шкива по диу желоба, м	Диаметр каната, мм	Диаметр оси шкивов, мм	Габариты, м:	ширина по щекам А	ширина по оси В	высота Н	Масса, т	|	" Конструкции с двумя с

238

для обеспечения необходимого минимального пространства
в вышке для прохода талевого блока; кроме того, чем меньше
длина оси, тем меньше напряжения изгиба в ней при прочих
равных условиях.

Каждый шкив должен быть так смонтирован на подшипни-
ках, чтобы он мог свободно вращаться независимо от частоты
вращения соседних шкивов; в то же время он не должен сме-
щаться по оси под действием осевых нагрузок, прижимающих
канат к реборде.

При конструировании кронблоков и талевых блоков сле-
дует стремиться уменьшать отклонения каната от средней оси
желоба шкива для снижения износа, что достигают уменьше-
нием) общей ширины по оси.

После выбора основных размеров шкивов и подшипников
разрабатывают конструкцию основных элементов блоков. Как
указывалось, длина ступицы шкива определяется размерами
подшипников, поэтому следует стремиться делать ее не больше
ширины внешнего обода шкива.

В приведенных выше конструкциях талевых блоков (см.
рис. VIII.9 и VIII.10) эта задача решена неудачно.

На рис. VIII.11, а, б ив показаны удачные решения мон-
тажа шкивов на полой оси большого диаметра при минималь-
ной ширине ступицы. При большом диаметре оси удается раз-
местить более узкий подшипник качения, обладающий доста-
точной несущей способностью и долговечностью. Ширина сту-
пицы в этом случае равна ширине шкива по ребордам желоба.

Такой вариант позволяет получить меньшую ширину сек-
ции и ось большой прочности. При пустотелой оси можно под-
водить смазку к каждому подшипнику по трубке. Расточка од-
ного отверстия большого диаметра значительно проще свер-
ления на всей длине отверстий малого диаметра для смазки.
Если диаметр подшипника не превышает 0,3£)ш, то скорость
движения тел качения будет всегда в допустимых пределах,
т. е. до 10 м/с.

Монтаж шкива на конических роликоподшипниках (рис.
VIII.11, а) наиболее удачен, так как конический подшипник
воспринимает радиальную и осевую нагрузки. Монтаж шкивов
на длинных цилиндрических подшипниках требует применения
либо упорных шарикоподшипников (рис. VIII.11, б), либо
упорных бронзовых колец (рис. VIII.il, в).

Неудачное решение монтажа шкива на оси на двух цилин-
дрических роликоподшипниках с буртами, воспринимающими
осевые нагрузки, показано на рис. VIII.11, г. В этой конструк-
ции для крепления подшипников в ступице применено распор-
ное пружинное кольцо. Бурты подшипника уменьшают полез-
ную длину тел качения, что ведет к снижению долговечности.
Во избежание этого в таких конструкциях приходится увели-
чивать ширину ступицы, выполняя ее больше ширины шкива по
ребордам желоба; в результате такая сборка всегда больше

239
по размерам, чем сборка с подшипниками большого диаметра.
Ось небольшого диаметра нельзя выполнить пустотелой, и под-
вод смазки к подшипникам надо осуществлять через отверстия
малого диаметра в теле оси, что усложняет изготовление.

Для обеспечения равномерного износа беговых дорожек
внутренних колец подшипников и для облегчения монтажа не-

Puc.“Vlll.ll. Конструктивная схема монтажа шкивов на оси:

а — сдвоенный конический роликоподшипник; б—одинарный радиальный роликопод-
шипник н шариковый упорный; в — одинарный радиальный роликоподшипник с упор-
ным подшипником скольжения; г — два радиальных роликоподшипника с буртами; / —
шкив; 2 — роликоподшипник; 3, 12 — дистанционные кольца; 4 — трубка смазки; 5 — шай-
ба; 6 — ось; 7 — шарикоподшипник упорный; 8 — шайба упорная; 9 — шпонка; 10 —
опора; 11 — кольцо пружинное; А — место развальцовки

скольких подшипников на длинной оси одного диаметра еле-
дует выбирать такие посадки подшипников, которые бы обес-
печили возможность небольшого проворачивания кольца на
оси (один-два оборота за один спуско-подъем).

Так как талевые системы работают в довольно напряжен-
ных условиях, то к точности изготовления и качеству материа-
лов предъявляют повышенные требования. Осевое биение
шкива допускается не более 1 мм, а радиальное — не более
0,5 мм на диаметре 1000 мм. Отклонение оси профиля желоба
от средней плоскости допускается не более 1,5 мм, а разностей-
ность реборд — не более 2 мм. Изготовление и приемку следует
осуществлять в соответствии с требованиями правил для гру-
зоподъемных машин. Сварные элементы блоков необходимо из-
готовлять из углеродистой конструкционной стали, шкивы —
литыми из легированных сталей марок 40ГЛ, 50ГЛ, ЗОХНЛ
или сварными из углеродистых и легированных сталей с за-
калкой по профилю желоба до твердости HRC 30—40 и с ше-
роховатостью 7?z = 25 мкм. Оси должны быть кованые, термиче-
ски обработанные, из легированной стали марки 40ХН (ГОСТ
4543—71) и др.

§ 4. БУРОВЫЕ КРЮКИ И КРЮКОБЛОКИ

Функции,требования и схема

Буровой крюк предназначен для подвешивания бурильных
и обсадных колонн.

В процессе бурения крюк удерживает подвешенный на
штропе вертикально перемещающийся вертлюг с вращаю-
щейся бурильной колонной; воспринимает крутящий момент,
возникающий на опоре вертлюга, при вращении бурильной ко-
лонны ротором; обеспечивает автоматическое запирание цент-
рального рога после ввода в него штропа вертлюга, когда ве-
дущая труба находится в шурфе при переходе от СПО к буре-
нию, или, наоборот, освобождает штроп вертлюга с ведущей
трубой, устанавливаемых в шурф при переходе от бурения
к подъему; надежно удерживает в зеве крюка штроп вертлюга
при внезапных остановках в скважине спускаемой колонны.

При операциях спуска и подъема крюк обеспечивает: на-
дежное удерживание штропов при спуске и подъеме бурильной
или обсадной колонны; легкое поворачивание крюка и манипу-
лирование им в процессе захватывания и освобождения свечей;
разгрузку резьб замковых соединений от веса свечи при ее от-
винчивании от бурильной колонны; автоматический приподъем
отвинченной от колонны свечи ( при операциях ее подъема) на
высоту, несколько большую длины замковой резьбы; автома-
тическую установку элеватора в заданной позиции для за-
хвата очередной свечи из-за пальца вышки или при подъеме
для освобождения свечи.

Наиболее сложные функции крюк выполняет при работе
с бурильными колоннами, и это определяет его конструкцию.
Буровой крюк должен быть выполнен из трех рогов: двух бо-
ковых и одного центрального. В корпусе крюка размещены
его механизмы. Центральный рог крюка служит для захвата
штропа вертлюга, два боковых — для захвата штропов элева-
тора, что позволяет быстро снимать и надевать на крюк верт-
люг при переходе от бурения к СПО, при этом штропы элева-
тора остаются висеть на крюке, что облегчает работу обслужи-
вающего персонала. В корпусе крюка размещают упорный
подшипник, ствол, пружину, амортизатор и другие устройства.

Подшипник служит для обеспечения легкости поворота
крюка при захвате свечей или их свинчивании во время СПО.
Пружина необходима для автоматического извлечения ниппеля
из муфты замка свечи при ее отвинчивании. Ход крюка S дол-
жен быть несколько больше длины резьбы замка (от 127 до
254 мм), а усилие пружины больше веса свечи (в разжатом
состоянии от 13 до 30 кН, а в сжатом — от 25 до 50 кН).

Гидравлический амортизатор необходим для того, чтобы
исключить подскок свечи и порчу ее резьбы после развинчива-
ния. Крюк также следует снабжать позиционером, устанавли-
вающим ненагруженный или нагруженный весом одной свечи
центральный рог в положение, удобное для работы верхнего
рабочего при захвате или освобождении элеватора от очеред-
ной свечи при СПО.

Буровые крюки классифицируют пег величине максимально
допустимой нагрузки и конструктивному исполнению — трех- и
двурогие. Допустимую нагрузку следует выбирать по ГОСТ
16 293—82 из принятого ряда 0,8; 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,2; 4,0;
5; 6,3 и 8,0 МН. В США принят ряд 0,90; 1,36; 2,26; 3,17; 4,53;
5,9; 8,0 МН. Двурогие крюки применяют в основном для спуска
обсадных колонн; для бурильных колонн используют чаще
трехрогие крюки, которые должны быть надежны, легки и удо-
бны в эксплуатации.

Конструирование буровых крюков

При конструировании крюков выбирают общую конструктив-
ную схему в соответствии с максимальной нагрузкой. Для вы-
бора схемы и конструкции отдельных элементов следует ис-
пользовать элементы уже имеющихся конструкций, учитывая
при этом их преимущества и недостатки. При разработке кон-
струкции рассчитывают основные элементы крюка: рога, ствол,
пружину, подвеску, подшипник, пальцы подвески штропов и др.

Конструктор должен учитывать требования технологии бу-
рения, а также второстепенные требования, так как нельзя уп-
рощать конструкцию крюка в ущерб технологическим качест-
вам.

Буровые крюки по конструктивному оформлению можно вы-
полнить трех видов: для шарнирного соединения с талевым
блоком; для жесткого соединения с талевым блоком, нижняя
часть которого специально приспособлена для этого, и крюки
с универсальным корпусом, позволяющим соединять крюк с та-
левым блоком как жестко, так и шарнирно.

Крюки, жестко соединенные с талевым блоком, называют
крюкоблоками. Они, составляя как бы одно целое, имеют зна-
чительно меньшую высоту, что позволяет применять их с выш-
ками меньшей высоты, и в то же время обладают такими же
технологическими качествами, как и обычные крюки.
Практика эксплуатации крюков показала, что целесообраз-
нее применять крюкоблоки. Однако до настоящего времени
в эксплуатации находится значительное количество обычных
талевых блоков, поэтому для нового проектирования наиболее
целесообразна конструкция крюка с универсальным корпусом.

Однорогие крюки используют в передвижных буровых уста-
новках небольшой мощности, когда массы крюка и штропов не
большие и штропы легко снимать.

По способу изготовления крюки подразделяются на кова-
ные, составные пластинчатые и литые из стали. В Советском
Союзе буровые крюки из стального литья применяют для мак-
симальных нагрузок 1,2—1,6 МН; для больших нагрузок, ис-
пользуют составные пластинчатые крюки. При развитой тех-
нике дефектоскопии следует проектировать литые крюки, так
как они значительно легче и удобнее кованых и пластинчатых.

При конструировании надо стремиться центральный рог вы-
полнять с зевом минимальных размеров, что уменьшает напря-
жения изгиба и позволяет выполнить тело крюка меньшего се-
чения. В то же время защелка центрального рога должна быть
большой длины для удобства завода штропа вертлюга в зев
крюка при подъеме ведущей трубы из шурфа.

Примером удачного конструктивного решения крюка с уни-
версальным корпусом может служить трехрогий стальной ли-
той крюк (рис. VIII.12), рассчитанный на нагрузку 1,4 МН.
Этот крюк может быть соединен с талевым блоком Б как
жестко при помощи имеющихся в верхней части корпуса двух
проушин А, так и шарнирно. В этом случае к проушинам кре-
пится хомут В. Этот крюк может быть использован с любым
талевым блоком.

Литой трехрогий крюк шарнирно укреплен к стволу при по-
мощи оси и имеет защелку зева большой длины с легкоуправ-
ляемым автоматически закрывающимся запорным устройством;
защелка зева центрального рога может быть открыта только
оператором. Боковые рога отлиты заодно с телом крюка, и
зевы их закрываются серьгами на болтах. В нижней части кор-
пуса имеется как бы скошенный выступ с углублением в сере-
дине, в который автоматически входит позиционер. При сжатии
пружиной ненагруженного крюка корпус его устанавливается
автоматически в заданное оператором положение центрального
рога. Ствол крюка в верхней части имеет утолщение и при на-
грузке опирается на фланец стакана упорного шарикоподшип-
ника. В ненагруженном состоянии ствол опирается на пру-
жину, усилие на которую передается диском гидравлического
амортизатора, исключающего подскок крюка при развинчива-
нии свечи.

На рис. VIII. 13 показан пластинчатый крюк с хомутом.
Средний рог состоит из пластин с отверстиями, в которые за-
прессована траверса, образующая боковые рога. Пластины со-
единены на заклепках. Зев центрального рога снабжен скобой
с подушкой и защелкой, автоматически закрывающейся при
надевании на него штропа. Для открывания зева необходимо
оттянуть защелку вручную. Пластинчатое тело центрального
рога подвешено шарнирно на цилиндрическом пальце к про-
ушине ствола.

Рис. VIII.12. Трехрогий литой крюк с гидроамортизатором и позиционером:
/ — рог центральный; 2 —защелка центрального рога; 3 — ствол; 4 — гайка; 5 —пози-
ционер; 6, 9 — стопоры; 7 — корпус; 8— подшипник упорный; 10— диск; // — крышка;
12 — поршень гидроамортизатора; 13, 16 — стаканы; 14, 15— пружины; /7 — серьга; 18,
19 — оси; 20 — пробка; 21 — крышка

Конструкция этого крюка менее совершенна по сравнению
с вышеописанной. Защелка зева крюка очень маленькой длины,
вследствие чего крюк сложно заводить в штроп вертлюга, рас-
положенного на большой высоте. Для удержания такого длин-
ного штропа в вертикальном положении в корпусе отлиты кар-
244
маны, усложняющие и утяжеляющие конструкцию. Несмотря
на большую нагрузку, на которую рассчитан крюк, он не имеет
ни амортизатора пружины для исключения подскока, ни пози-
ционера; в результате при эксплуатации может быть повреж-
дена резьба бурильных замков, а операторам приходится вруч-
ную поворачивать тяжелый крюк и затричвать больше сил и

Рис. VIII.13. Крюк пластинчатый трехрогий (допустимая нагрузка 2 МН):

1 — центральный пластинчатый рог; 2— защелка зева центрального рога; 3 — стопор
защелки; 4 — защелка ствола; 5 —штроп; 6 —гайка ствола; 7 — пружина; « — шарико-
подшипник упорный; 9 — ось штропа; 10 — корпус; 11 — ствол; 12 — серьга; 13 — рог
боковой
времени на каждую операцию. Ствол крюка передает нагрузку
через упорный подшипник на корпус через резьбовую гайку.
Резьба является очагом зарождения усталостных трещин
в стволе крюка, что может привести к обрыву ствола и тяже-
лым авариям.

Крюкоблок может быть скомпонован из крюка и талевого
блока различно в зависимости от возможностей завода и рас-
полагаемого оборудования.

Рис. VII 1.15. Корпус крюка для
жесткого соединения с блоком:

1 — СТВОЛ; 2 — подшипник упорный: 3 —
стакан опорный; 4 — защелка вращения
ствола; 5 — пружина; 6 — поршень гидро-
амортизатора; 7 — втулка гндроамортиза-
тора; 5 —корпус; 9 — защелка позицио-
нера; 10— позиционер

Рис. VIII. 14. Крюкоблок с литым
крюком и жестким соедииеиием кор-
пуса с талевым блоком:

/ — рог центральный; 2 — рог боковой;
3— серьга; 4 — позиционер; 5 — корпус
крюка; 6 — талевый блок четырехшкив-
ный; 7 —стопор защелки; 8— защелка
центрального рога

На рис. VIII. 14 показан крюкоблок, в котором талевый
блок и крюк жестко соединены между собой, образуя одну
сборку. Такая конструкция имеет минимальную высоту.

На рис. VIII.15 показана удачная конструкция корпуса
крюка для жесткого и шарнирного соединения с талевым бло-
ком. В этой конструкции просто решен гидравлический амор-
тизатор, состоящий из поршня-стакана с отверстием в дне, не-
подвижно связанного с корпусом; цилиндр-втулка соединена
246
со стволом крюка, и при его перемещении масло перетекает
через отверстие в дне поршня из одной полости в другую, за
счет чего происходит амортизация действия пружины.

В табл. VIII.5 приведены основные характеристики крюков
и крюкоблоков.

При конструировании элементов крюков и сопрягаемых
с ними деталей следует применять стандартизованные присое-
динительные размеры по стандарту СЭВ-2452—80, приведен-
ные в табл. VIII.6 и на рис. VIII.16.

Рис. VIII. 16. Присоединительные размеры оборудования для СПО:

а — серьга талевого блока—штроп крюка; б — боковой рог крюка — верхняя петля
штропа; в — центральный рог крюка — штроп вертлюга; г —нижняя петля штропа —
проушина элеватора

Материалы элементов крюков. Требования к материалам де-
талей крюков, являющихся весьма ответственным элементом
подъемного комплекса, очень высокие. Поломка крюка почти
всегда связана с тяжелыми авариями на буровой.

Крюк и другие грузонесущие детали изготовляют из сред-
неуглеродистых слаболегированных сталей, не обладающих
хрупкостью и менее склонных к развитию усталостных трещин.

Трехрогие крюки выполняют литыми или составными, так
как штамповка трехрогого крюка весьма сложна. Литые крюки
Таблица VI11.5 Основные технические характеристики трехрогих крюков и крюкоблоков

	OSZS	Л  £ ад s	ОО со"	190	28 1  —< СЧ 1	1	1	1	4,12	00OS о  О	сч~  О —СО СЮ
	OOSS	«Нзй	СО	178	— О I  —< СЧ 1	1	1	1	3,54	00 СО —' —' СООЮЮ  о о" о"
	0SS9		со"	165	оосо 1 о о  —< СЧ 1	о		1,12	31,8—34,9  3,72	СЧ 00 00 о 00 о" о О СО
	0SZ9	Джексон/)	2,27 I	146	ООО I |	1		о	28,6—31,8  3,49	СО СЧ О 00 СО^Г-^^сО о" о" О со"
Буровые установки	0SI9	«Байрон-	1,36	|	140	О со .  О Ю 1	114		16*0	25,4—28,6  2,98	О со СО О  Ю Г-- 00 о о" о" сч"
	0019		0,91	1	114	£ 1 1	1		0,76	22,2—25,4  2,63	ONO  LO LO сч 00^ о" о о
	ooe-SA	лмашзавод	О	300	о о  ЮЮф	190	1	1	4,10	о со °® о  —о" ° сч"
	s-oos-sa		1 з'е	220	О Ю О  Ю со	150	1	1	2,6	1,1 0,56 0,665 1,50
	s-oei-sA	Ура	2,0 |	170	115  145  24,0	136	1	1	2,35	0,98 0,46 0,515 3,75
				170	О Ю О.	Ю о		0,9	28  3,29	г—< со 4$ t4- сосо^сч о-Оо-
	tfdgos-дд	СП oq	СЧ	160	О О О Ю —Ч	1	1	1	1 1	0,93
Показатель			Нагрузка максимальная,	МН  Зев крюка под штроп верт-  люга D, мм  Зев боковых рогов Dlt мм Ход крюка S, мм Сила сжатия пружины ми-		нимальная, кН Диаметр ствола d, мм Число шкивов		Диаметр шкива по дну же- 1	лоба, м  Диаметр каната, мм  Высота Н, м	Ширина, м: по главному рогу А по боковым рогам В Радиус вращения крюка, м  Масса, т
Таблица V1II.6. Присоединительные размеры, мм

Обозначение радиуса (см. рис. VIII.16)	Нагрузка, кН					
	800	1000— 1250	1600—  2000	2600—  3200	4000—  4500	5000—  6300
ие более	69	69	101	101	101	101
ие менее	70	70	102	102	102	102
Rbi, ие меиее	83	83	83	83	89	89
Rb2, ие более	76	76	76	76	82	82
Rd, ие более	63	63	101	101	101	101
Rcz, ие меиее	64	64	102	102	121	121
Rbb ие меиее	38	38	45	45	58	58
Rdz, ие более	28,6	28,6	35	35	47	47
Rei, ие меиее	58	64	70	77	89	89
Re2, ие более	50	57	63	69	82	82
Rn, ие более	101	114	114	114	114	114
Rfz, ие меиее	102	115	115	115	115	115
Rgi, ие меиее	52	52	58	70	86	86
RG2, ие более	50,8	50,8	57	69	85	85
Rbi, ие более	28,6	28,6	34	34	47	47
Rh2, ие меиее	42	42	58	58	64	64

изготовляют из легированного стального литья со следующими
механическими свойствами: предел текучести <тт = 550 МПа,
временное сопротивление <тв = 700 МПа, ударная вязкость ан =
= 40 Дж/см2.

Для литых крюков применяют сталь марки 30 ХМЛ и дру-
гие с аналогичными свойствами.

Штропы изготовляют из стали марок ЗОХГСА (ГОСТ 4543—
71) или 35 (ГОСТ 1050—74), корпусы крюков из литых сталей
марок ЗОЛ, 35Л.

В пластинчатых крюках пластины центрального рога тол-
щиной до 30 мм выполняют из легированной конструкционной
крюковой стали со следующими механическими свойствами:
предел текучести <ут = 700 МПа, временное сопротивление <тв^
^900 МПа, ударная вязкость а, ,/3=60 Дж/см2, твердость НВ
203—321. Подушку изготовляют из стального литья марки
35ХН (ГОСТ 4543—71) или др. Боковые рога для подвешива-
ния штропов элеваторов выполняют из стали марки 38Х2Н2МА
или 40ХН (ГОСТ 4543—71).

§ 5. РАСЧЕТ ТАЛЕВЫХ СИСТЕМ

Исходные данные

Для грузоподъемных машин, поднимающих груз в воздухе,
правилами Госгортехнадзора установлена классификация ре-
жимов работы, определяемая совокупностью условий эксплуа-
тации.
Режимы работы механизмов подъемного комплекса по этой
классификации могут быть отнесены к весьма тяжелому (ВТ)
режиму работы: коэффициент загруженности механизмов в те-
чение суток kc = 1, продолжительность включения ПВ>40 %,
число включений в 1 ч более 120. Однако по характеру дейст-
вия нагрузок подъемный комплекс буровой установки отлича-
ется от технологических грузоподъемных машин, в которых на-
грузка на крюк создается грузом, висящим в воздухе и не из-
меняющим своего веса при движении. В буровых установках
нагрузка на крюк создается бурильной колонной, погруженной
в буровой раствор. Относительная плотность раствора может
быть различной (от 0,8 до 4); кроме того, колонна движется
практически всегда в искривленной скважине. Из-за трения
колонны о стенки скважины нагрузка на подъемную систему
может то увеличиваться, то уменьшаться в зависимости от на-
правления движения колонны; при спуске силы трения умень-
шают нагрузку на крюке, а при подъеме увеличивают.

Вследствие оседания выбуренной породы, обвалов стенок
скважины или наматывания на долото сальников возможны
затяжки или полный прихват колонны, для ликвидации кото-
рого необходимы усилия, превышающие вес самой колонны.

Нагрузки на подъемную систему при спуске колонн иногда
могут быть опаснее, чем при подъеме. Например, вес спускае-
мых обсадных колонн может быть значительно больше веса
поднимаемых бурильных колонн или резкое торможение спус-
каемых с большой скоростью бурильных колонн может вызвать
значительные динамические усилия. Прочность механизмов та-
левой системы должна быть такой, чтобы разрушение колонны
могло произойти раньше элементов подъемного комплекса.
Элементы талевой системы в течение расчетного срока службы
не должны разрушаться в результате действия циклических
динамических нагрузок.

Расчет на статическую прочность ведут по максимальной
вероятной статической нагрузке, которая может возникнуть
в процессе проводки скважины. Эту максимальную нагрузку
указывают на корпусе крюка, талевого блока и кронблока.
В процессе проводки скважины оператор может нагружать си-
стему до этой нагрузки, не боясь вызвать разрушения элемен-
тов подъемного комплекса. Если эта нагрузка превышена на
величину до 25 %, то разрушение возможно. При значитель-
ном превышении нагрузки (до 50%) разрушение вероятно, и,
начиная с определенной критической нагрузки, равной несу-
щей способности конструкции, оно неизбежно.

Максимальная расчетная нагрузка (в Н)

Рк max ~ ^вн	(VIII.14)

где RsHi — вероятная несущая способность элемента подъем-
ной части, Н; SB — коэффициент запаса прочности.
В буровых установках, изготовляемых заводами Советского
Союза, за максимальную нагрузку Рктах принимают величины,
регламентированные ГОСТ 16293—82. Едиными нормами тех-
ники безопасности в нефтегазодобывающей промышленности
[7] и ОСТ 26-02-807—80 регламентирован коэффициент запаса
прочности SB талевого каната при спуско-подъемных операциях
в бурении не менее 3. Коэффициент запаса прочности SB тале-
вого каната при ликвидации аварии и спуске обсадных колонн
не менее 2, так как эти нагрузки рассматривают как статиче-
ские и действующие сравнительно редко.

Другие элементы механизмов подъемного комплекса рас-
считывают в соответствии с теорией вероятных и минимальных
значений прочности элементов и вероятности действия на них
максимальных нагрузок.

При расчете на статическую прочность элементов по пре-
делу текучести принимают коэффициент запаса ST = 2-r2,25;
если вместо предела текучести за характеристику материала
принимают временное сопротивление, то коэффициент запаса
SB должен быть больше на величину ов/сгт, т. е.

SB = ST-^-.	(VIII. 15)

От

Коэффициент запаса SB принимают в пределах от 2,5 до 3
и более. Коэффициент SB ниже 1,4 принимать нельзя.

При расчетах на выносливость деталей, работающих на воз-
духе и в некоррозионных средах (изгиб и растяжение, сжатие,
кручение), за расчетную принимают эквивалентную нагрузку
Рэ, а коэффициент запаса п= 1,4ч-1,5. При расчете на вынос-
ливость по контактным напряжениям этот коэффициент при-
нимают пк= 1,2-5-1,5. Для буровых установок при назгрузках
до 1,3 МН следует принимать большие значения, а при на-
грузках более 4,0 МН — меньшие значения, так как вероят-
ность возникновения таких высоких перегрузок здесь значи-
тельно меньше из-за отсутствия бурильных и обсадных ко-
лонн столь высокой прочности.

Испытательную нагрузку для элементов талевой системы на
заводах принимают на 25 % больше максимальной. В США по
нормам АНИ испытательную нагрузку для опытного образца
новой конструкции принимают равной 80 % несущей способ-
ности, но она не должна превышать более чем в 2 раза мак-
симальную вероятную нагрузку Рвер, т. е. РИсп = 0,8/?верн <=
= 0,8Ркд max ,SB -С 2РВер.

Для расчета элементов подъемной системы на долговечность
принимают максимальное значение динамической нагрузки.
Под ней подразумевают такую циклическую нагрузку, которую
могут воспринимать подшипники качения или другие элементы
конструкции в течение номинального срока службы, эквива-
лентного 18 • 106 циклам нагрузки или 3000 ч работы при час-
тоте вращения 100 об/мин наиболее быстроходного шкива крон-
блока; за этот период не менее 90 % элементов конструкции
должны отработать в одинаковых условиях без появления при-
знаков усталости металла или усталостных поломок.

Указания по расчету буровых крюков. В трехрогих крюках
центральный рог под штроп вертлюга рассчитывают на всю мак-
симальную нагрузку, а боковые рога под штропы элеватора —
на половину этой нагрузки. Считают, что нагрузка равномерно
распределяется на оба рога, так как это обеспечивается гиб-
костью подвески, состоящей из талевой системы, штропов и эле-

ваторов.

Буровые крюки имеют очень узкое технологическое назначе-
ние, рассчитаны под определенные штропы и имеют размеры
зевов и изогнутой части крюка, соответствующие присоединяе-

мому элементу.

В пластинчатых крюках изогнутая часть имеет в сечении
прямоугольную форму, в кованых и литых для облегчения веса
тела крюка — трапециевидную или П-образную форму со скруг-

ленными углами.

При конструировании крюков находят наименьшие размеры
изогнутой части рогов, определяют напряжение в опасных се-
чениях и по ним рассчитывают несущую способность. Напря-
жение в сечении изогнутой части крюка определяют, как для
бруса с криволинейной осью, по общеизвестным формулам.

Ствол крюка и другие элементы буровых крюков и крюко-
блоков могут иметь различные конструктивные формы, в зави-
симости от чего несколько видоизменяется расчет этих элемен-
тов. Стволы крюков рассчитывают на растяжение при действии
максимальной статической нагрузки и на долговечность по дли-
тельно действующей циклической нагрузке.

Пружины крюков — весьма ответственные элементы конст-
рукции буровых крюков. Хотя поломка пружины не вызывает
аварии, однако крюк теряет одно из своих важных технологи-
ческих качеств, что ведет к увеличению времени на подъем ко-
лонны бурильных труб.

Пружины следует рассчитывать исходя из следующих усло-
вий. Предварительно сжатая пружина должна развивать уси-
лие, равное полуторакратному весу свечи наибольшей массы;
стрела прогиба пружины должна быть такой, чтобы ход крюка
был на 20—60 % больше длины замковой резьбы. В сжатом
состоянии витки пружины не должны доходить до соприкосно-
вения, чтобы они не воспринимали полного веса бурильной ко-
лонны. Зазор между витками в сжатом состоянии выбирают
обычно равным 3—5 мм. Число витков пружины следует выби-
рать по возможности меньшим, но не менее 10. Во многих слу-
чаях пружину делают составной из двух частей, по пять — семь
витков каждая, из прутка одного или разных диаметров. В не-
которых конструкциях для увеличения подъемной силы приме-
няют две соосные пружины, однако это усложняет конструк-
цию и не дает большого эффекта.
Упорный подшипник бурового крюка рассчитывают только
на максимальную статическую нагрузку. В буровых крюках
применяют обычно специальные упорные шарикоподшипники
без сепараторов. Шарики выбирают стандартных размеров
диаметром 25—50 мм в зависимости от нагрузки. Обоймы
подшипников следует изготовлять из шарикоподшипниковой
стали марок ШХ9, ШХ15, ШХ15СГ или 50ХН (ГОСТ 4543—71)
с соответствующей термообработкой по твердости не ниже
HRC 56. Лучше применять стали, термообработанные до твер-
дости не ниже HRC 60.

Расчет кронблоков и талевых блоков. После определения
числа струн, диаметров каната и шкива выбирают конструк-
тивные схемы кронблока и талевого блока, рассчитывают эле-
менты блоков в зависимости от нагрузки, размеров каната и
требований, предъявляемых к талевой системе. Для кронбло-
ков и талевых блоков обязателен расчет на прочность всех эле-
ментов, передающих нагрузки, — осей, рам, шкивов, боковых
щек, промежуточных листов, нижних подвесок, пальцев и т. д.

Подшипники качения шкивов выбирают по конструктивным
размерам, динамической и статической грузоподъемностям и
рассчитывают долговечность по действующей динамической на-
грузке.

Выбор размеров и расчет на статическую прочность под-
шипников и элементов конструкции кронблоков и талевых бло-
ков производят по максимальной вероятной статической на-
грузке.

Как указано выше, при статической нагрузке усилия, дей-
ствующие на все шкивы, одинаковые; при движении талевого
блока усилия на каждом шкиве различные и, следовательно,
силы, действующие на продольные балки и оси кронблока и
талевого блока, также различаются.

Оси кронблоков и талевых блоков следует конструировать
наиболее простых форм и рассчитывать на изгиб по макси-
мальной статической нагрузке.

Раму кронблока рассчитывают только на несущую способ-
ность по максимальной статической нагрузке, продольные и по-
перечные балки рамы — на изгиб. После определения нагру-
зок, действующих на элементы рамы, определяют ее несущую
способность. При статическом нагружении на обе продольные
балки действуют одинаковые нагрузки. При подъеме и спуске
колонны как на раму кронблока, так и на оси шкивов дейст-
вуют различные нагрузки, поэтому определяют только наиболь-
шую из них.

Профиль канатного желоба и диаметр шкива выбирают в за-
висимости от принятого диаметра каната. Диаметр шкивов по
дну желоба в зависимости от диаметра каната выбирают из со-
отношений, приведенных в табл. VIII.7.

Траверсу подвески обычно выполняют криволинейной и
рассчитывают как брус с криволинейной осью.
Таблица VI11.7. Рекомендуемые соотношения между диаметрами шкивов ©ш,
каната d и проволок его внешнего слоя 6

Диаметр каната d, мм	Диаметр шкива мм		ош/6
38	1520—1580	40—48	630—660
35	1220—1370	35—39	550—630
32	1060—1220	33—38	530—610
28	860—970	30—34	500—600
25	610—760	24—30	400—480

Все элементы рассчитывают по общепринятым методам.

Определение теоретической долговечности подшипников ка-
чения шкивов. Поскольку подшипники всех шкивов кронблока и
талевого блока выбирают одинаковых размеров, достаточно оп-
ределить теоретическую долговечность наиболее нагруженного
и вращающегося с наибольшей частотой подшипника шкива
кронблока, через который проходит ведущая струна талевого ка-
ната; остальные подшипники можно не рассчитывать. Следует
учитывать, что, меняя шкивы местами при эксплуатации, можно
увеличить фактический срок службы подшипника.

На талевую систему циклические нагрузки действуют в ос-
новном при операциях спуска и подъема бурильной колонны.
Величина нагрузки на крюке РКД и скорость его движения по-
стоянно изменяются в зависимости от числа спускаемых или
поднимаемых свечей, труб и УБТ. При подъемах и спусках не-
нагруженного элеватора нагрузку и скорость движения можно
принять для расчета одинаковыми.

Долговечность подшипников шкивов талевой системы проще
определять с использованием коэффициента эквивалентности
нагрузки

Лэ= 1/s (-^-У	'	(V1II.16)

г X Ршах / РО

Здесь Pi — нагрузка, действующая на опору шкива на каждой
ступени нагружения; для наиболее нагруженного шкива Р,=
= 2Рт (где Рвп — усилие в тяговой ведущей ветви каната, рас-
считываемое по формуле (VII.40); Ртах — наибольшая нагрузка
на опору шкива (Ртах==2Рвптах, т. е. при наибольшем весе бу-
рильной колонны); р—показатель наклона линии усталости
в логарифмических координатах (для шарикоподшипников р = 3,
для роликоподшипников р=10/3); М — суммарное число цик-
лов (оборотов) подшипника при работе на каждой ступени на-
гружения; 2VO=1O6 — базовое число циклов нагружения подшип-
ников шкива.
Суммарное число циклов нагружений подшипников шкива
кронблока, через который проходит ведущая струна за время
бурения скважины:

Ve = ЛГбк +	+ VHT + Уок+#б,	(VIII.17)

здесь	—число циклов (оборотов) при спуске и

подъеме бурильной колонны, определяемое по формуле (VII.60);
N3 = 4aLeMT/nDm—число циклов при спуске и подъеме нена-
груженного элеватора; 2УНт = 2Аит/л£>ш — число циклов при на-
ращивании; N0K~LiUtlftDw — число циклов при спуске обсад-
ных колонн; Ns~Lu/n,Dm — число циклов при углублении
скважины.

В выражениях для чисел циклов: LB — общая длина подни-
маемых труб за время бурения скважины, м [см. формулу
(VII.60)]; а — коэффициент превышения хода крюка, м [см. фор-
мулу (VII.15)]; Мт — кратность полиспаста [см. формулу
(VII. 11); L — глубины скважины или интервал бурения, м;
Ц — длина опускаемых обсадных колонн, м; Dm-—расчетный
диаметр шкива, м.

Нагрузка на подшипник быстроходного шкива кронблока

Fr = Pm^ta.	(VIII.18)

где а — число подшипников в ступице шкива.

Расчетная эквивалентная нагрузка на подшипник шкива
кронблока

P^FrVkJtiksko,	(VIII. 19)

где v — коэффициент вращения (при вращении наружного
кольца v=l,2); ko— коэффициент безопасности (для подшип-
ников талевой системы ko~ 1,2-5-1,5); kt — температурный коэф-
фициент (для температур ниже 125°C kt=\)', k3— коэффициент
эквивалентности нагрузки. Для талевых систем принимается
йэ = 0,б4-0,85 или рассчитывается по формуле (VIII.16); ko— ко-
эффициент, учитывающий требуемую величину количественного
показателя вероятности безотказной работы. При двух подшип-
никах принимается, что нагрузка на них распределяется равно-
мерно. Для некоторых типов подшипников по ГОСТу необхо-
димо вводить корректировочный коэффициент распределения
нагрузки, о чем указано в ГОСТах на них.

В каталогах и ГОСТах на подшипники базовая динамиче-
ская радиальная грузоподъемность Сг указана для долговечно-
сти при 90 %-ной безотказности (P(t) =0,9).

Для талевых систем буровых установок показатель P(t) при-
нимает более высокие значения 0,954-0,98. Ниже приводятся ве-
личины ko и P(t).

Р (0................................. 0,9	0,95	0,97	0,98	0,99

ku .................................. 1,0	1,20	1,35	1,50	1,80
Расчетная базовая долговечность подшипника шкива в мил-
лионах оборотов

£io = (-~ у,	(VIII.20)

где Сг выбирают по каталогам или справочникам.

Число скважин типовой конструкции, которые можно пробу-
рить до смены подшипников шкивов:

b = IO’IioW.	(VIII.21)

По нормам АНИ, принятым в США, долговечность работы
подшипников талевой системы должна быть не менее 3000 ч при
номинальной частоте вращения шкива пш=Ю0 об/мин, т. е.

Lh = £10/60пш = 3-103;	(VIII.22)

тогда расчетная базовая долговечность подшипника должна
быть Лю5> 18 • 106 оборотов. Базовая динамическая грузоподъем-
ность (в Н) по нормам, принятым в США, для роликоподшип-
ников быстроходного шкива кронблока должна быть Сг=2,36/>
[см. формулу (VIII.19)]. В отечественной практике Сг/Р прини-
мают в пределах 1,9—5,2, а в зарубежных конструкциях — в пре-
делах 2,3—3,2.

Глава JX

КОНСТРУИРОВАНИЕ БУРОВЫХ ЛЕБЕДОК

§ 1. ФУНКЦИИ, СТРУКТУРА, ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
И ТРЕБОВАНИЯ

Буровые лебедки выполняют следующие функции: натяжение и
наматывание на барабан ведущей струны каната талевой си-
стемы при подъеме, сматывание каната при спуске бурильных
и обсадных колонн и ненагруженного крюка с элеватором как
во время СПО, так и бурения, при наращивании, подаче и дру-
гих операциях.

Лебедка должна осуществлять регулирование скорости
спуска и полную остановку крюка на всей длине его хода; на-
тяжение вспомогательного каната при свинчивании и развинчи-
вании колонн (при отсутствии специальных ключей), при подъ-
еме и спуске грунтоносок и подъеме различных грузов, оборудо-
вания и вышек в процессе монтажа и демонтажа установок.
В некоторых конструкциях лебедка служит для передачи вра-
щения ротору.

Спуск и подъем бурильных колонн производят много раз,
все операции повторяются систематически в строго определен-
ной последовательности, а нагрузки на лебедку при этом носят
циклический характер. При подъеме крюка мощность подво-
256
дится к лебедке от двигателей, а при спуске, наоборот, торМоЗ-
ные устройства должны преобразовать освободившуюся энер-
гию в теплоту. Для лучшего использования мощности во время
подъема крюка с переменной по величине нагрузкой приводы
лебедки должны быть многоскоростными.

Лебедка должна переключаться с больших скоростей подъ-
ема на малые и обратно, обеспечивать плавное включение с ми-
нимальной затратой времени на эти операции. В случаях при-
хватов и затяжек колонн сила тяги при подъеме на любой
скорости должна быть быстро увеличена. Поэтому такое пере-
ключение должно осуществляться фрикционными муфтами без
остановки барабана. Эти муфты называют оперативными. Для
подъема колонн различного веса скорости периодически пере-
ключаются жесткими муфтами сцепления с остановкой барабана.

Канат на барабан лебедки при спуске и подъеме в зависи-
мости от нагрузки, скорости крюка и кратности оснастки тале-
вой системы должен навиваться и свиваться с различными ско-
ростями. Скорость наматывания каната на барабан при подъ-
еме колонн наибольшего веса должна быть в пределах 3—5 м/с,
а при подъеме незагруженного элеватора 12—20 м/с. Высокие
скорости ухудшают условия намотки каната на барабан и не
дают существенного выигрыша во времени при подъеме. Наи-
большая скорость разматывания каната при спуске бурильных
колонн не должна превышать 30 м/с, наименьшая — при спуске
обсадных колонн до 2 м/с.

В процессе бурения бурильная колонна с помощью лебедки
опускается (подается) со скоростью до 100 м/ч.

Во время подъема колонн канат навивается на барабан ле-
бедки с натяжением от действия веса колонны, а свивается при
спуске ненагруженного элеватора под небольшим натяжением.
В процессе спуска колонн, наоборот, канат навивается при не-
большом натяжении и большой скорости во время подъема не-
нагруженного элеватора, а свивается при натяжении от веса
всей колонны.

В зависимости от комплекса выполняемых работ лебедки
могут быть универсальными, предназначенными для всех работ,
связанных со спуском, подъемом и подачей колонн в процессе
проводки скважины, включая закрепление, раскрепление, свин-
чивание и развинчивание резьбовых соединений бурильных и об-
садных труб, подтаскивание труб при наращивании колонн, пе-
ремещении тяжестей в буровой, и специализированными, выпол-
няющими часть функций (только подъем и спуск колонн).
В этом случае остальные операции (свинчивание, развинчива-
ние, подъем и спуск небольших грузов, грунтоносок и другие ра-
боты) производят с помощью другой вспомогательной лебедки.

Для осуществления перечисленных функций все буровые ле-
бедки должны быть снабжены следующими устройствами:

станиной-рамой, на которой монтируются все механизмы ле-
бедки;
барабаном для навивки талевого каната;

механическим ленточным тормозом (основной — стопорный)
для замедления движения и остановки крюка в любом месте по
высоте вышки (при отсутствии в конструкции лебедки специаль-
ных устройств для регулирования скорости подачи колонны во
время бурения замедление осуществляется ленточным тор-
мозом);

тормозом замедления (вспомогательным) для регулирования
скорости спуска колонн и рассеивания части энергии, выделяю-
щейся при этом;

оперативными фрикционными муфтами включения высоких
и низких частот вращения барабана лебедки;

трансмиссией, осуществ-
ляющей передачу мощности
и вращения барабану ле-
бедки при подъеме;

Рис. IX.1. Двухвальиая лебедка
для бурения разведочных сква-
жин:

1 — станина; 2 — барабан подъемный;
3 — балансир; 4 — тормоз ленточный;
5, 10 — трансмиссии тихой и быстрой
скоростей; 6 — рычаг тормозной; 7 —.
тартальный барабан; 8 — катушечный
вал; 9 — фрикционная муфта; А — ме-
сто установки гидротормоза.

пультом для управления лебедкой и основными агрегатами
буровой установки;

щитом приборов для контроля работы лебедки и других аг-
регатов установки.

Универсальные буровые лебедки кроме перечисленного обо-
рудования должны снабжаться: катушечным валом, оборудо-
ванным катушками для выполнения с их помощью вспомога-
тельных работ (свинчивание и развинчивание труб, подъем
грузов и т. д.); вспомогательным барабаном, который смонти-
рован на катушечном валу и служит для намотки каната при
тартальных работах по извлечению грунтоносок и др.; проме-
жуточным валом для передачи вращения ротору при цепных
трансмиссиях.

На рис. IX. 1. показана конструкция универсальной двух-
вальной лебедки мощных буровых установок для разведочного
бурения, устанавливаемой на уровне пола буровой (регулирую-
щий тормоз снят), а на рис. IX.2 — специализированная одно-
вальная лебедка для бурения эксплуатационных скважин глуби-
ной до 2500 м, монтируемая ниже уровня пола буровой.

При установке лебедки ниже пола буровой должно быть пре-
дусмотрено дистанционное механическое и пневматическое уп-
равление основным механическим и вспомогательным тормо-
зами. В этом случае лебедку не оборудуют катушечным валом
для вспомогательных работ, так как эти работы должна вы-
полнять вспомогательная ’лебедка, расположенная на уровне
пола буровой. Вспомогательную лебедку оборудуют катушками,
барабаном для навивки вспомогательного или тартального ка-
ната и другими устройствами, а ротор приводится либо через
вспомогательную лебедку, либо от индивидуальных двигателей.

Вал с главным барабаном, передачами и муфтами включе-
ния должен быть смонтирован в корпусе, обеспечивающем не-
обходимую прочность и жесткость конструкции. Корпус служит
масляной ванной для смазки трансмиссий и подшипников.

Рис. IX.2. Одновальная специализированная буровая лебедка мощностью
750 кВт:

1 — станина; 2 — рычаг тормозной; 3, 6 — трансмиссии тихой н быстрой скоростей; 4 —
тормоз ленточный; 5—барабан подъемный; 7 — тормоз регулирующий электродинами-
ческий; 8 — станция управления электродинамическим тормозом

Механический (главный) тормоз должен обеспечивать прог-
рессивно увеличивающееся и плавное торможение барабана.
В соответствии с требованиями техники безопасности тормоз
следует монтировать непосредственно на барабане; его ленты
должны полно охватывать тормозные шкивы при торможении
и обеспечивать свободное вращение барабана при спуске и хо-
роший отвод теплоты, выделяющейся при торможении. Лебедку
снабжают вспомогательным тормозом для обеспечения регули-
рования момента торможения и поглощения части энергии, вы-
деляющейся при спуске колонн. Вспомогательный тормоз дол-
жен производить торможение барабана только при спуске ко-
лонн. При подъеме колонны и вращении барабана в обратном
направлении торможение должно быть исключено.

Кинематическую связь между валами буровых лебедок
лучше осуществлять цепными передачами и только в легких са-
моходных установках — зубчатыми передачами.
Таблица IX. 1 Технические характеристики буровых лебедок

	3'5291  WS29I	2200		4870—7600  38,1	—-«СО	,  CQ С0  о”’-Г		6/4 *	LO сч  О ’З4 СО		ю —  °. «8  Г" СЧ СО	Г- о со сч^ г-Гс?	ю сч 1Л о сч  00 сч*
				О о								
	Я-00Е1  W-00E1		о  Ю	: 3960—61  34,9	СО СЧ о ^‘’t.co о О’-4 СО		6/4 *	О СО  LO Tf СО		юс.	1,37  0,26	00 СО О LO  Г- ”ФСЧ со
	HW-011 W-0I1  Я	чНэйшенлъ	О О	2750—4870  31,7—34,9	00 ’ф о СО СЧ СО СО СЧ		6/4 *	460 i	71		2^8	С0 СЧ wJo'	СО СЧ LO г- сосч сч
установки	ЗИ-08 Я-08		о  L0	2450—3650  31,7	СО ’Ф о СО СЧ со^		6/4 *	О о со со -ф		17,0 2,7 245	1,17  0,26	юою г^со о cd” со” сч* сч
Буровые	SS		О о Ю	1800—2750 28,5  1	со -ф О со lo  О’-4 СМ		СО	Ю СО ’Ф ю СО		О О сч'-^оо »—1	1,07  0,21	О id СЧ О ^к^Чоо* юсч сч —
	оое-гл	| Qoei	о о Ю ООО 00 О СО —< 00		СО тн о  Ю (р o'— *		сч	о ю ’ф сч		121,6  1,2  420	00  CD СЧ	’Ф со о  00 СОСЧ
	S-S-ZA	лмашЗ(	8 00	О о со о со to	0,8 1,03  4  320		ю	335  77		СО СЧЮ оо со*сч	1,45  0,25	СО О со О  Л —  СО* сч* сч* сч
	п-г-гл	CS сх кЪ	. 099	о  О 00 о сч СО	ОО СО		сч	 545  93		сч _  ООЛ 04 § 00 СО СЧ	00 ю -Н сч -Го*	__,	о  о сч сч  1О со*сч*£[
	OSZ-Stf	Е*.	| 570 1	о  О 00 ю сч сч	ь- сч о  - -СОСЧ о	СО			410  41		15,6  1,6  200	1,18  0,25	ся 3*00-- со_о о °. •*оГ—"2
	OZ-tfdgsz-АЯ	1 вз.	520 '	о  О LO о сч сч	СО Л со _ о СО 00 со о о“<э 04		ю	О Ю СЧ 00 М4		О Г- о О СО ± »—н	*“4	1,18  0,23	<ЭСЧ~С0  Ю*С0*СЧ*2
Показатель			Мощность номинальная, кВт	Глубина бурения, м Диаметр каната, мм Размеры барабана, м:	диаметр  длина  Число рядов намоткн каната  Длина каната, наматываемого’на	баоабан. м	Число скоростей намотки каната Частота вращения, об/мин: максимальная минимальная		Скорость намотки каната, м/с:	максимальная минимальная Натяжение каната максимальное,	кН  Диаметр тормозного шкива, м  Ширина колодки, м	Габариты, м: длина ширина высота Масса, т

В числителе указано число скоростей при приводе от ДБС» а в знаменат еле при приводе от электродвигателей постоянного тока.
Таблица IX.2 Основные параметры инерции барабанных валов лебедок

Буровые установки

Показатель	БУ-1600	О  сч	БУ-2500	БУ-3000	БУ-4000	БУ-6500	БУ-8000
Диаметр бочки барабана, мм	600	600	700	800	750	935	835
Масса тормозного шкива, кг	185	330	340	454	450	526	454
Диаметр тормозного шкива,	1000	1180	1180	1450	1450	1600	1450
ММ  Масса бочки барабана, кг	285	440	620	2000	1320	2850	2320
Максимальное натяжение набегающей струны каната, кН  Динамический момент инер- ции, кг-м2:	993	141	183	273	250	420	341
одного тормозного шкива	2,83	10,95	7,24	25,0	25,0	38,6	25,0
бочки барабана	1,83	^3,57	5,42	33,0	21,0	37,5	35,1
суммарный	26,9	32,35	75,7	102,0	88,2	154,0	101,5
Доля момента инерции двух тормозных шкивов в суммар- ном, %	21,0	67,8	19,2	54,1	56,8	50,1	49,3

Пульт управления и щиты приборов следует располагать так,
чтобы бурильщик мог свободно и просто управлять лебедкой
и всем оборудованием буровой установки и, не меняя своей по-
зиции, иметь хороший обзор рабочей площадки и оборудования
в процессе работы.

Конструкция лебедки должна позволять выполнять непо-
средственно на буровой с минимальными затратами времени
мелкие ремонтные работы (смену тормозных колодок, талевого
каната, цепей и др.). Лебедки должны обеспечивать надежную
и бесперебойную работу на буровой в течение всего периода
проводки скважины.

До поступления в ремонт лебедка должна наработать в за-
висимости от назначения 3000—5000 ч машинного времени.

Буровые лебедки классифицируют: 1) по величине тягового
усилия на ведущей струне каната, мощности, передаваемой на
барабанный вал, мощности тормозов; 2) по числу барабанов
и валов.

Приступая к разработке буровой установки, конструктор
должен решать, какую лебедку в каждом конкретном случае
целесообразней применить.

При небольшой высоте оснований н расположении лебедки
на уровне пола буровой лучше применять универсальные ле-
бедки. В случае установки лебедки ниже пола буровой — спе-
циализированные одновальные.

Основные характеристики буровых лебедок и барабанных
валов приведены в табл. IX. 1 н IX.2.
Таблица IX. 1 Технические характеристики буровых лебедок

	3'9291  W-SZ9I	2200 4870—7600 38,1	’"*	о  О —7 со	6/4 *	© 04 © rf СО	Ь- 04 ©	1,67 0,29		© 04  © Tt< © 04  СО ТЬ 04
	Я-ООН w-ooei	1500 3960—6100 34,9	о о  о	СО	6/4 *	© © © ТЬ СО	- -04 © 04 тГ	1,37  0,26		СО СО © ©  H’toqcc
	aw-оп W-OII  Й	чНэйшенл» 1100 2750—4870 31,7—34,9	СО ТЬ О © 04 со © о —Г С4	6/4 *	460  71	© © ©	1,27  0,26		СО 04 ©  b* © 04 04
установки	НИ-08 a-os	750 2450—3650 31,7	$ С4 © 2	6/4 *	© © со ©	©	1.17  0,26		© О © Ь^©Л©ЛТ^ ©* co" 04 04
<и Л И		Г5О  1							
Q. Й	ss	500 1800—2:  28,5	со	о  С4 © © О- О»	СО	Ю СО  © СО	© © о 04-^2	О 04 «-Го		© © 04 О  © 04 04 —
	оое-гл	О о — ©О ОО fg co о co 5—'0°	СО rf* о to  о —Г	еч	1  440  i 25	121,6  1,2  420	со © 04 -Го		^ -^ © О ^-^© ОО СО 04 4*
	s-s-гл	лмашз<. 800 5000 33	О -ч со	©	335  77	© - сч ©  00 СО С4	! 1,45 0,25		© © © © СО ©04*04^04
	п-г-гл	Ура 660 3000 28	© Tt<	-5  ф L0 сч О © СО	04	© со тЬ © ©	04  СО 04 © - -©  СО СО С4	1,18 0,25		г- •—* г- S2 ©^0404 1Ч  ©" ©" 04*
	0SZ-3IT	БТ 570 1  2500  28	ь* сч ©  - -СО 04 о —•	со		410  41	©©о  2-й	1,18 0,25		04 СО ©л©л©^ ТЬО4*—"2
	02-tfdSS2-Aa	ВЗ. 520 1 2000 25	© ~ со о  (О со со о  - *	04  о ©	©	420  85	©~С0~2	1,18  0,23		о хн сп О_СЧ СО “ ю" со сч 2
Показатель		1  Мощность номинальная, кВт  Глубина бурения, м  Диаметр каната, мм  Размены балабана, м:	диаметр  длина  Число рядов намоткн каната	i  Длина каната, наматываемогоТна	барабан, м Число скоростей намотки каната Частота вращения, об/мин: максимальная минимальная		Скорость намотки каната, м/с: максимальная минимальная Натяжение каната максимальное, кН	Диаметр тормозного шкива, м Ширина колодки, м	Габаоиты. м:	длина ширина высота Масса, т

В числителе указано число> скоростей при приводе от ДБС. а в знаменах еле при приводе от электродвигателей постоянного тока.
Таблица IX.2 Основные параметры инерции барабанных валов лебедок

Буровые установка

Показатель	БУ-1600	Б У-2000	БУ-2500	БУ-3000	БУ-4000	О § >> IQ	БУ-8000
Диаметр бочки барабана, мм	600	600	700	800	750	935	835
Maeda тормозного шкива, кг	185	330	340	454	450	526	454
Диаметр тормозного шкива,	1000	1180	1180	1450	1450	1600	1450
мм  Масса бочки барабана, кг	285	440	620	2000	1320	2850	2320
Максимальное натяжение набегающей струны каната, кН  Динамический момент инер- ции, кг-м2:	993	141	183	273	250	420	341
одного тормозного шкива	2,83	10,95	7,24	25,0	25,0	38,6	25,0
бочки барабана	1,83	3,57	5,42	33,0	21,0	37,5	35,1
суммарный	26,9	32,35	75,7	102,0	88,2	154,0	101,5
Доля момента инерции двух тормозных шкивов в суммар- ном, %	21,0	67,8	19,2	54,1	56,8	50,1	49,3

Пульт управления и щиты приборов следует располагать так,
чтобы бурильщик мог свободно и просто управлять лебедкой
и всем оборудованием буровой установки и, не меняя своей по-
зиции, иметь хороший обзор рабочей площадки и оборудования
в процессе работы.

Конструкция лебедки должна позволять выполнять непо-
средственно на буровой с минимальными затратами времени
мелкие ремонтные работы (смену тормозных колодок, талевого
каната, цепей и др.). Лебедки должны обеспечивать надежную
и бесперебойную работу на буровой в течение всего периода
проводки скважины.

До поступления в ремонт лебедка должна наработать в за-
висимости от назначения 3000—5000 ч машинного времени.

Буровые лебедки классифицируют: 1) по величине тягового
усилия на ведущей струне каната, мощности, передаваемой на
барабанный вал, мощности тормозов; 2) по числу барабанов
и валов.

Приступая к разработке буровой установки, конструктор
должен решать, какую лебедку в каждом конкретном случае
целесообразней применить.

При небольшой высоте оснований и расположении лебедки
на уровне пола буровой лучше применять универсальные ле-
бедки. В случае установки лебедки ниже пола буровой — спе-
циализированные одновальные.

Основные характеристики буровых лебедок и барабанных
валов приведены в табл. IX. 1 и IX.2.
§ 2.	РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ

И КОНСТРУКТИВНОЙ СХЕМ БУРОВОЙ ЛЕБЕДКИ

Разработка общей кинематической схемы буровой уста-
новки, как указывалось выше, ведется на ранних стадиях про-
ектирования.

При эскизном проектировании уже должны быть выбраны:
число и структура частот вращения подъемного вала и установ-
лено общее передаточное отношение между ними и валом дви-
гателя.

Разработка и уточнение кинематической схемы лебедки
трансмиссий и коробки передач силового привода ведется на
стадии технического проекта, одновременно с разработкой кон-
структивных схем всех элементов системы. На этой стадии сна-
чала выбирают кинематическую схему лебедки, устанавливают
число валов, передаточные отношения между валами, порядок
переключения передач, число скоростей и их величины, а затем
разрабатывают конструктивную схему.

При разработке конструктивных схем лебедок сначала уточ-
няют предварительно выбранные числа зубьев звездочек и зуб-
чатых колес и передаточные отношения, определяют располо-
жение передач и муфт включения, а затем выбирают их тип и
конструкцию. Намечают расположение опор валов и расстоя-
ния между опорами и валами, выбирают тип тормозов и способ
управления ими.

Этот этап является как бы уточняющим, после этого вно-
сят соответствующие коррективы в общую схему установки,
намеченную при эскизном проектировании.

При выборе схемы лебедки следует предварительно проана-
лизировать существующие кинематические и конструктивные
схемы различных лебедок и оценить их недостатки и преиму-
щества.

Конструктивная схема лебедки определяется расположением
и типом передач, приводящих во вращение барабан (цепная,
зубчатая или карданная); мощностью, типом двигателей и ви-
дом силового привода в целом; высотой и конструкцией осно-
ваний.

На выбор схемы лебедки влияет расстояние между осями
вала главного барабана и выходного вала коробки передач,
а также угол наклона передачи.

Конструктивные схемы буровых лебедок приведены на
рис. IX.3. Наиболее простые по конструкции — одновальные
лебедки с приводом главного вала через две цепные передачи
непосредственно от коробки передач с двумя фрикционными
муфтами сцепления для оперативного включения барабана
(рис. IX.3, of). Эти лебедки имеют меньшую массу по сравне-
нию с двух- и трехвальными (рис. IX.3, б, в, г, д), что облегчает
монтаж, демонтаж и транспортировку без разборки даже очень
мощных лебедок.
Ь 7	2 3 Ч 3	6 7 8 б 7 Ч 3s <Г 6	7 8 в 7
В лебедках средней

МОЩНОСТИ,

масса

которых

монтажа

и транспортировки,

некоторое усложнение

ио затрудняет

конструкции

за счет совмещения главных и вспомогательных функций вполне
оправдано. Поэтому их можно выполнять универсальными двух-
и трехвальными, а при необходимости и двухвальными с допол-
нительным барабаном (см. рис. IX.3, б, г).

Рис. IX.4. Схема буровой лебедки для бурения скважин глубиной до 12 тыс. м
с электроприводом постоянного тока:

/ — барабан лебедки; 2 —пост бурилыцнка; 3 — муфта фрикционная трехдисковая; 4»—
тормоз электродинамический; 5 — муфта фрикционная двухднсковая диаметром 610 мм;
6’ — электродвигатель постоянного тока; 7 — муфта фрикционная двухдисковая диамет-
ром 762 мм; 8 — муфта фрикционная трехднсковая диаметром 1070 м







Главный барабан целесообразнее приводить от двух цепных
передач, управляемых фрикционными муфтами; такое решение
позволяет обеспечить хорошую оперативность переключения ско-
ростей лебедки, простоту ее конструкции при небольшой массе.

Практика показала, что перенос одной из фрикционных муфт
на выходной вал коробки передач (см. рис. IX.3, б) снижает
быстроту переключения скоростей из-за больших вращающихся
масс, требующих время на их разгон и остановку.
Вращающиеся массы между фрикционной муфтой и бараба-
ном лебедки следует стремиться делать минимальными или ус-
танавливать на вал^ах тормозные устройства, что усложняет кон-
струкцию. При конструировании лебедок и их станин следует
обеспечить хорошую надежность центрирования и параллель-
ность валов.

Применение электродвигателей постоянного тока с большим
диапазоном регулирования скоростей для привода лебедок поз-
волило упростить приводные трансмиссии и повысить их надеж-
ность.

На рис. IX.4 приведена схема уникальной буровой лебедки
с приводом от двух двигателей постоянного тока мощностью
1330 кВт каждый и номинальной частотой вращения 880 об/мин.
С помощью такой лебедки можно бурить скважины на глубину
до 12 тыс. м. Она оборудована двумя электродинамическими
вспомогательными тормозами, развивающими момент торможе-
ния до 207 кН • м. Лебедка с фрикционными дисковыми пневмо-
муфтами для включения скоростей рассчитана на подъем ко-
лонны весом 11,35 МН при скорости 0,15 м/с.

Барабан лебедки с размерами Z)=1170 мм и /б = 1280 мм
рассчитан для каната диаметром 44,454-50,8 мм, снабжен на-
кладками для укладки каната. Тормозные шкивы ленточного
тормоза имеют размеры 2135X305 мм и снабжены водяным ох-
лаждением.

Параллельное дублирование трансмиссий и тормозов значи-
тельно повышает безотказность работы лебедки и упрощает ее
ремонт.

§ з.	конструирование и расчет станин, валов
и барабанов буровых лебедок

Станины буровых лебедок должны быть прочными, обладать та-
кой жесткостью, при которой под действием наибольших усилий
не возникли бы сильные деформации, способные нарушить ра-
боту лебедки. Станины должны обеспечивать удобство эксплуа-
тации и транспортировки, быть технологически несложными в
изготовлении и обладать наименьшими массой и стоимостью.

Станины буровых лебедок лучше конструировать сварными
из проката: швеллеров, двутавровых балок и листовой стали.

Материалом для изготовления станин служит обычно сталь
СтЗ.

Форму станины определяет принятая конструктивная схема
расположения валов и механизмов лебедки, а конструкцию —
технологические возможности завода. Основанием станины слу-
жит рама-салазки, к которой крепят на сварке боковые стойки-
стенки станины, усиленные подкосами или продольными бал-
ками.

Цепные передачи заключаются в сварные кожухи из листо-
вой стали, создающие масляную ванну для смазки цепей.
Станины лебедок являются сложной сварной конструкцией,
точный расчет на прочность которой представляет большую
трудность. Поэтому расчеты станин выполняют весьма прибли-
женно. Толщины листов и размеры профильного проката часто
выбираются из конструктивных соображений. Расчетную схему
станины и действия сил по возможности упрощают. Стенки ста-
нины рассматривают как жестко защемленные или свободные
пластины прямоугольного или сложного контура и определяют
их вероятную прочность. Запасы прочности принимают не менее
трех. Для обеспечения жесткости стойки и пластины укрепляют
ребрами или перегородками из листов стали или профильного
проката.

При проектировании станины в качестве аналогов целесооб-
разно использовать существующие конструкции. Опытные об-
разцы станин следует подвергать испытаниям под нагрузкой,
при этом тензометрируют действующие напряжения и деформа-
ции в наиболее опасных сечениях. На основании испытаний кор-
ректируется конструкция.

Подъемные и трансмиссионные валы следует располагать
в одной плоскости и по возможности ближе к основанию. Вы-
сота расположения осей валов определяется размерами бара-
бана, звездочек и др. Катушечный вал устанавливают на вы-
соте, удобной для работы оператора.

Подъемный вал в сборе (рис. IX.5) — одна из основных сбо-
рок буровой лебедки. На валу монтируют барабан, тормозные
шкивы ленточного тормоза, звездочки цепных передач, фрикци-
онные пневматические муфты включения передач и ведущую
Часть муфты включения регулирующего тормоза.

Валы лебедок следует проектировать из конструкционных
среднелегированных сталей (содержащих хром, никель, молиб-
ден и др.) и назначать термическую обработку для улучшения
механических свойств. Валы изготовляют из сталей марок ЗОХН,
40ХН, ЗОХМА, ЗОХНМА (ГОСТ 4543—71) и других с показате-
лями прочности: ств>850 МПа; стт>700 МПа; cr_i~360 МПа;

185 МПа; твердости НВ 220—280.

Порядок расчета подъемного вала

После того как разработана компоновка подъемного вала, при
эскизном проектировании производятся приблизительно проек-
тировочный расчет на изгиб и кручение с учетом выбранных ко-
эффициентов запаса прочности SB или ST и на выносливость п
при ориентировочно выбранном концентраторе напряжений по
выбранным показателям прочности сгв; стт; т и ст-р На основа-
нии этого расчета определяют предварительно наибольший диа-
метр вала. После этого намечают конструктивную схему подъ-
емного вала (рис. IX.6, б) с концентраторами напряжений
(рис. IX.6, а), затем задаются предполагаемыми опасными сече-
ниями /—20 (см. рис. IX.6, а'), которые требуется проверить на

статическую прочность и выносливость. При этом задаются рас-
положением валов и углов действия сил (рис. IX.6, в) по отно-
шению к горизонтальной плоскости, принимаемой за базовую.

Для расчета на ЭЦВМ все размеры координат действия сил
и расположение сечений записываются от левого торца вала.

а 3,6,5

1037,5

1070

10,11,12	17,18,19

1951

2665

2655 2570

2760

Рис. IX.6. Схема подъемного вала для расчета на ЭЦВМ:

Л VI — звездочки z=72 и z=77; II, /И—подшипник опор А и В; III — барабан; V —
вал подъемный; Л и П — левое и правое положение каната иа барабане; М и Д —
валы привода; Мк21. . .Мк27 — эпюры крутящих моментов
Таблица iX.3 Действие нагрузок, принимаемых при расчёта^

Операция	Параметр	Нагрузка расчетная, кН	Колонна	Тип двигателя
Подъем	Выносливость	115	Бурильная	м
	Статическая проч- ность	125  197	Обсадная »	м д
Спуск	Выносливость	115  115	Бурильная »	м д
	Статическая проч- ность	156,2 197	Обсадная »	м д

На рис. IX.6, г показана схема углов действия сил, а на
рис. IX.6, а — расстояние их действия от левого торца вала.
Действующие силы нумеруются от Р\ до Pt, соответствующий
индекс дается абсциссами llf I2,..., li- Если при различных ва-
риантах нагружения две силы действуют в одном и том же се-
чении, абсцисса имеет два символа при одном и том же числен-
ном значении.

При определении опасных сечений могут быть построены
эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис. IX.6, е), однако
при многовариантном расчете на ЭЦВМ ввиду громоздкости
эпюры можно не строить.

Случаи нагружения при расчете на выносливость и статиче-
скую прочность приведены в табл. IX.3.

Так как ведущая струна каната перемещается по барабану
III, расчетное усилие Рв Расч может быть приложено в любом се-
чении вала V, между крайними его положениями «Л» и «П».
Усилия на звездочках от цепных передач Рщ или вызывают
различные изгибающие моменты. Так как величины их неоди-
наковы, их действие не связано с положением каната, но зави-
сит от диаметра его навивки на барабан. Для расчета прини-
мают два положения ведущей струны—левое (точка Л) и
правое (точка П) при среднем диаметре навивки каната. В при-
веденном примере рассмотрено восемь случаев статического на-
гружения и шесть случаев для расчета на выносливость при
различном действии усилий в звездочках.

Ввиду большой трудоемкости таких расчетов в КБ заводов
используют ЭЦВМ, для этого составляют программу расчетов
вала, все необходимые величины переводят на язык, применяе-
мый на машине, заполняют бланк (см. табл. IX.3) исходных
данных для расчета и ввода в машину. После того как машина
бЫдает результат расчета, конструктор проводит анализ, й ёсЛЙ
результаты расчета неудовлетворительные, то исходные данные
изменяются, например диаметр валов, сочетание действия сил,
материалы и др., и расчет повторяется до получения удовлетво-
рительных результатов.

Для расчета и проектирования подъемных валов буровых ле-
бедок можно применить автоматизированное проектирование на
ЭЦВМ. При этом рассматривают процесс проектирования ос-
новных элементов, входящих в сборку подъемного вала (цеп-
ных колес, барабана, муфт сцепления, вала, подшипников и
др.), автономно, что можно реализовать, накладывая ограниче-
ния, определяемые конструктивной схемой сборки вала и сопря-
женными деталями.

Вначале проводится полный расчет всех этих элементов, оп-
ределяются конструктивные соотношения, затем выполняется
расчет соединений ступиц с валом и формируется изображение,
которое выводят на экран графического дисплея. В зависимости
от результатов оператор может изменить исходные данные и
изображение и повторить полностью или частично цикл или за-
кончить проектирование, вычерчивая конструкцию сборки вала
на графопостроителе и печатая результаты на АЦПУ.

Как при проектировании сборки, так и отдельных элементов
при составлении программы используется модульное програм-
мирование, т. е. основная программа составляется с примене-
нием заранее подготовленных программ (модулей).

Приведем пояснения некоторых элементов, входящих
в структурную схему программы сборки и ее деталей.

Например, блок расчета цепной передачи состоит из ряда
модулей. В одной из программ блока определяются геометриче-
ские характеристики венца цепного колеса, которые применя-
ются при формировании его изображения. Для колес больших
диаметров, кроме этого, должны использоваться конструктивные
соотношения их элементов для определения размеров ступицы,
обода, отверстий в дисках и др. Определение этих данных вы-
полняется в отдельной программе.

В следующем блоке по заданным диаметрам вала прово-
дятся расчеты соединения вал — ступица и из ГОСТов выбира-
ются данные для их конструирования и изображения.

Так же как и для сборки вала, для отдельных деталей по-
следним в структурной схеме является блок почисловой инфор-
мации, полученный в процессе проектирования, который форми-
рует изображение отдельных деталей. Изображение детали вы-
водится на экран графического дисплея и после изучения его
при необходимости вносятся изменения, после чего расчет по
указанию оператора может повториться. Окончательно сформи-
рованное изображение вычерчивается графопостроителем на бу-
маге.

При желании можно продлить структурную схему детали и
добавить блок, который сформулирует и подготовит данные для
270
станка с программным управлением, который изготовит спроек-
тированную деталь.

Автоматизированное проектирование самого вала несколько
сложнее. Как указывалось выше, сначала должна быть вы-
брана конструктивная схема всей сборки, определены действую-
щие нагрузки, выбраны механические характеристики мате-
риала, запасы прочности и т. д.

Рис. IX.7. Логическая схема автоматизированного процесса проектирования
вала лебедки

Вначале, как и при «ручном» расчете, определяют исходный
диаметр вала. Затем нужно осуществить синтез его конструк-
ции, который может осуществляться по-разному.

Один из вариантов логической схемы автоматизированного
процесса проектирования вала приведен на рис. IX.7. При син-
тезе сначала просматривают типовые существующие конструк-
ции валов и отбирают варианты для дальнейшей проработки.
Затем более тщательно изучают отобранные варианты. Прово-
дят расчеты различных сечений вала и соединений со ступи-
цами, выбирают и рассчитывают подшипники и определяют раз-
меры остальных деталей, монтируемых на валу. Сведения
о стандартных и типовых деталях должны быть введены в па-
мять машины.

Затем проводят проверочный расчет вала, по' результатам
которого окончательно уточняют все размеры. Ограничения, на-
ложенные на отдельные участки вала, должны быть учтены
заранее.

Сформированное изображение вала выводится на дисплей,
если нужно, то корректируется, а затем воспроизводится графо-
построителем.

При проектировании валов могут быть использованы разные
подходы. Например, схему вала строят участок за участком.
Или другой подход, когда для изображения вала задается пол-
ная информация. Однако если для изображения контура вала
информация недостаточна для выполнения чертежа, то его
отдельные участки изображаются более подробно, например
галтели, канавки, шпоночные и шлицевые соединения и др. Ряд
участков вала дается в увеличенном масштабе. Необходимые
данные для построения стандартных элементов вала должны
выбираться по ГОСТам, которые заранее должны быть введены
в память ЕС ЭВМ. Так, из ГОСТов в зависимости от диаметров
выбирают размеры шпоночных канавок по величине крутящего
момента, другие размеры выбирают в соответствии с размерами
стандартных деталей подшипников, уплотнительных колец и
т. д. Для этого может быть разработан ряд программ синтеза
типовых деталей вала, в которых для выбранной конструктив-
ной схемы уточняют лишь отдельные размеры.

По этим частным программам ЕС ЭВМ определяет необхо-
димые длину и диаметры отдельных участков вала. Или по за-
данному крутящему моменту, диаметру и ширине цепного ко-
леса ЕС ЭВМ определяет размеры ступицы и ее соединения
с валом.

Таким образом, можно определить ряд размеров для изобра-
жения вала, а недостающие необходимо задать в исходных
данных.

Полученные в программе синтеза размеры выводятся на пе-
чать и поступают в блок формирования изображения, которое
затем выводится на дисплей или воспроизводится графопо-
строителем. Если необходимо, то оператор может ввести в изо-
бражение на дисплее необходимые изменения.

Заключительный этап — проведение проверочного расчета
вала, определение запасов прочности во всех сечениях, про-
верка его жесткости и в случае необходимости корректировка
его размеров или изменение прочностных характеристик мате-
риала.

Возможна и частичная автоматизация проектирования, если
конструирование осуществляется вручную. В этом случае чис-
ловая и графическая информация вводится в ЕС ЭВМ и прово-
дится проверочный расчет вала и его элементов. В случае
надобности проводят корректировку, после чего формируется
изображение, которое выводится на экран дисплея или воспро-
изводится на графопостроителе. Если конструктор хочет, он мо-
жет откорректировать изображение и произвести снова расчет
пока конструкция не будет удовлетворять всем требованиям.
Для примера приведем структурную схему и порядок рас-
чета вала на ЕС ЭВМ (рис. IX.8).

Проверочный расчет вала на прочность и жесткость сле-
дующий.

1.	Проектируют силы по действующим на вал нагрузкам на
две взаимно перпендикулярные плоскости и строят эпюры дей-
ствующих изгибающих моментов и перерезывающих сил на каж-

Печать значений п
графинов силовых
факторов

Печать ванных па
напряжениям и за-
пасам прочности, и.
в ь 1нос/н1васти.

Печать результатов
расчетов

Воспроизведение
чертежей на графо-
построителе

Печать аоозначения
шпанки по ГОСТ

Воспроизведение
элементов чертежа,
на графопостроителе

воспроизведение -
злементав чертежа
на графопостроителе

Рис. 1Х.8. Структурная схема автоматизированного проектирования вала
лебедкн

дой из них. Затем определяют суммарный изгибающий момент.
Эти расчеты выполняются подпрограммой ДЕТ 61 (все подпрог-
раммы составлены на языке ФОРТРАН).

2.	Во всех расчетных сечениях определяют нормальные и ка-
сательные напряжения, а также коэффициенты запасов прочно-
сти. Программа ДЕТ 35 служит для выполнения этих расчетов
и выдачи рекомендаций для изменения конфигурации вала.

3.	Проверка вала на жесткость, определение прогибов и уг-
лов наклона упругой линии выполняются в подпрограмме ДЕТ
64. Эта программа на ЕС ЭВМ дополняется операторами, осу-
ществляющими воспроизведение вала и его элементов (напри-
мер, соединение вал — ступица, сечение по шпонкам и др.) J
Здесь должны быть подпрограммы, выбирающие его стандарт*
ные элементы из ГОСТов, введенных в память машины.

4.	Подпрограмма ДЕТ 40 предназначена для воспроизведе-
ния чертежа вала. Определение размеров и уточнение по ГОСТ
призматических шпонок и воспроизведение их на чертеже вала
осуществляются подпрограммами ДЕТ 58, ДЕТ 59 и ДЕТ 22.

По аналогичным программам всех элементов, входящих
в сборку подъемного вала (барабан, цепные колеса, муфты
сцепления и др.), можно осуществить автоматизированное про-
ектирование всей сборки вала и всей лебедки в целом.

Расчет барабана лебедки

Барабан — одна из наиболее ответственных деталей подъемного ;
вала.

Размеры барабана должны быть рассчитаны на навивку всей
рабочей длины каната. Момент инерции барабана лебедки дол- .
жен быть по возможности небольшим, чтобы облегчить разгон ;
при спуске ненагруженного элеватора.	i

Барабан следует выполнять из катаной стальной или литой |
обечайки, сваренной с литыми стальными дисками и ступицами,
что обеспечивает прочную, легкую и технологичную конструк-
цию, обладающую небольшим моментом инерции. Шкивы тор-
мозов могут быть снабжены ребрами и вентиляционными ло-
пастями для улучшения отвода теплоты или камерами для
водяного охлаждения. Тормозные шкивы необходимо крепить
к ребрам болтами и шпонками, чтобы при износе их можно
было легко заменить.

Центровка тормозных шкивов на барабане осуществляется
посадочными буртиками или призонными болтами.

На рис. IX.9 приведена конструкция бочки барабана подъ-
емного вала (рис. IX.5). Для обеспечения правильной укладки
каната на барабан на бочке следует сделать параллельные
канавки. Переход из одной канавки в соседнюю в этом случае
можно выполнить в виде ступенек с шагом, равным половине
или полному шагу навивки каната.

Диски барабанов сварной конструкции изготовляют из угле-
родистой стали марки ЗОЛ или 36Л. Для бочек барабанов, ле-
бедок лучше выбирать стали, слабо легированные марганцем,
хромом и кремнием, 20ХГ, а для литых барабанов — стальное
литье марок 35Л, 40Г2Л и др.

Барабан вместе с валом и тормозными шкивами следует под-
вергать статической балансировке с точностью 1,5 Н-м.

Диаметр барабана выбирают в зависимости от диаметра
каната и толщины проволок в нем, длину — от требуемой кана-
тоемкости и выбранного числа слоев навивки каната. Для бу-
рения на большие глубины в тяжелых условиях, когда число
подъемов и спусков бурильных колонн большое, износ талевых
274

канатов ЯвЛяёФся серьезным фактором, поэтому • необходим^
стремиться не только увеличить диаметр барабана, но и умень-
шить число слоев навивки каната за счет увеличения длины
барабана.

Число навиваемых на барабан слоев каната в современных
лебедках уменьшено до двух-трех (по сравнению с пятью-семью
в старых конструкциях). Диаметры барабанов 0,64-1,07 м,
длина 0,9-т- 1,83 м.

Рекомендуют следующее соотношение между диаметром ба-
рабана D6 и каната d для буровых лебедок: Ds= (184-25)Д

Для лебедок, предназначенных для бурения при большом
числе спусков и подъемов, надо выбирать барабаны, для ко-
торых

D6^20d.

(IX.1)

Длину барабана L& выбирают в зависимости от диаметра
в пределах L5= (1,54-2,2) D&. Для мощных буровых лебедок
£б=(1,5—1,9) Об.

Длина барабана

L6 = т (d + Д).

(IX.2)

где т — число витков каната в ряду, обычно т = 35—40; А—за-
зор между витками (А = 1—2 мм).

При выборе длины барабана следует проверить угол откло-
нения каната от его средней линии (угол девиации). Этот угол
рекомендуют принимать в пределах Х=45—60'. При Х>60' ка-
нат неплотно укладывается при навивке от реборды к середине,
вследствие чего витки верхнего ряда попадают в зазор между
витками нижнего ряда и защемляются. При Л<45' не возни-
кает достаточной силы для отталкивания каната от реборды ба-
рабана, при многослойной навивке каната его витки набегают
один на другой.	' •

Угол девиации и длина барабана связаны зависимостью

tgl = L6/2H.	(IX.3)

где Н — расстояние от оси кронблока до оси подъемного вала
лебедки.

Необходимая канатоемкость барабана

Т-о = huT 1о,

(IX.4)

где h — длина хода крюка при подъеме, м [см. выражение
(VII.15)]; нт— кратность талевой системы; l0=cx(D6+d) —

длина части каната, не сматываемая с барабана при нижнем по-
ложении крюка, т. е. запасная длина (с>5—число запасных
витков каната на барабане [7], обычно /0= 104-15 м). КанатоеМ-
кость (м) барабана определяется из выражения

1кб =	(IX.5)

где Da=De-]-d — внешний диаметр навивки каната, м; De— наи-
больший диаметр навивки каната, определяемый по формуле
(VII.13), м; d— диаметр каната, м.

Общая длина каната для оснастки талевой системы (м)

LKT « лДш(ит + 1) + я (Мт + 2) + /о>	(1Х .6)

где Ош — диаметр шкива талевой системы, м.

Запасная длина каната, перематываемая на барабан при пе-
репусках, зависит от заводской длины каната и составляет 500—
1500 м.

Диаметр реборды барабана определяется размерами тормоз-
ных шкивов, поэтому фактическая предельная канатоемкость
барабана лебедки обычно значительно выше рабочей, получен-
ной расчетом по формуле (IX.5).

Толщину стенок барабана следует выбирать на основании
данных расчетов с учетом конструктивных соображений в пре-
делах 6= (0,034-0,07)D6+ (64-10 мм), где Z>6 в мм.

Размеры ступицы, число и толщину ребер нужно выбирать
на основании конструктивных и технологических соображений,
а также данных расчета. Поверхности барабана и реборд, кон-
тактирующих с канатом, должны быть обработаны до
/?г<20 мкм без острых кромок и заусенец.

После выбора конструкции барабана и определения основ-
ных размеров его рассчитывают на прочность. Для этого опре-
деляют напряжения в стенках барабана, ребордах, а также
в элементах, крепящих тормозные шкивы и барабан с валом
лебедки.

Расчет бочки барабана

После того как определены диаметр каната d, длина Lq и на-
ружный диаметр Dq бочки барабана производят сначала проек-
тировочный расчет толщины ее стенки.

Пример. Определить нормальное напряжение в стенке бочки. Удельная
нагрузка на барабан от натяжения ведущей струны каната при трех слоях
навивки с натяжением Рвп и Рв max

р = —Ai = ----------—-----2,51 = 3,04Pr 10®,

R6t 27,5-30

(IX.7)

где Р; — натяжение ведущей струны конца каната, кН; t=30 — шаг навивки
каната, мм; Рв=0,5; £>б = 0,5 • 0,55=0,275 — наружный радиус барабана, м;
Ai — коэффициент, учитывающий число рядов навивки каната, определяе-
мый из табл. IX.4.

Таблица IX.4 Значение коэффициента А

Число рядов навивки каната	Коэффициент А
1	1
2	1 + 4" п
3		2 + ЗХ.. . (1 +%) (1+ 2Х)
4	u	3+121+1112  (1 +1) (1 + 21) (1 + 31)
5	t .	4 + 301 + 7012 + 5012  (1+1) (1 + 21) (1 + 31) (1 + 41)

Примечание. 1 = E^F^fE^F^ — коэффициент, учитывающий влияние модулей уп-
ругости и площадей сечения каната Ек н FK н барабана Eg н Eg: Гк — площадь сече-
нии проволок каната берется на ГОСТа в аависнмости от выбранного каната.

В приведенном примере диаметр каната d=28 мм, площадь FK =
= 376 мм2, Fa=t5 — площадь сечения бочки на длине шага (мм2), при d—
= 28 мм шаг каната (=30 мм.

При проектировочном расчете толщину стенки бочки можно принимать
б= (1,24-1,3) d. Берем среднее значение б равное 1,25, тогда 6=1,25; d=
=35 мм, Гб=30-35= 1050 мм2 и отношение модулей упругости FK/Fe = 0,6.
Находим величину коэффициента Л для трехслойной навивки каната

1.3-376

2,1-1050

«0,222.

Тогда коэффициент

А =	2 + 3-0,222

8	+ (1 +0,222) (1 + 2-0,222)

= 2,51.

Для двух значений натяжения ведущей струны Рвп= 115,0 кН и РШах =
= 197,0 кН определяем удельную нагрузку по формуле (IX.7): р=35,0 МПа;
Ртах=59,9 МПа. После чего рассчитывают нормальные напряжения в стен-
ке бочки, рассматривая ее как толстостенный сосуд под внешней удельной
нагрузкой р и ртах. Напряжения на волокнах внутренней поверхности

0/в —

(IX.8)

где (?в=??б—б — внутренний радиус барабана; на волокнах наружной по-
верхности

Р (#б+ *в)

(IX.9)

1 =

*|-*2в


Эквивалентное напряжение определяют по энергетической теории проч-
ности для трехосного напряженного состояния ог1( а2 и аз

аэ = д М- [(ел - азР + (аг - а3)8 + (а2 - а8)2] -
V *

(IX.10)

Можно положить, что V1—P, 02=0*11 и о3=0, тогда эквивалентные напря-
жения на внутренних волокнах будут аэв=а*в, а на наружных

Оэн —

(IX.11)

По полученным напряжениям определяют запас прочности по пределу
текучести материала ат

п = ат/аэ maxSs 1 >4 -т- 1,8.

Если бочка барабана выполняется без ребер жесткости, то
она должна быть проверена по предельному состоянию ее
формы. Критическая удельная нагрузка

Ркр = —in •	(IX.12)

Уз Rb

Коэффициент запаса по предельному состоянию

лпр = Ркр/Pmaxi

если лпр>1, то нарушения геометрической формы не наступает,
если ппр<1, то нарушение формы вероятно и следует увеличить
толщину стенки бочки либо предусмотреть ребра жесткости.

Если выбранная в проектировочном расчете толщина стенок
не обеспечивает это условие, то изменяют ее толщину и расчет
повторяют. Остальные элементы барабана рассчитывают по об-
щепринятым методам.

§ 4. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ГЛАВНЫХ
ТОРМОЗНЫХ УСТРОЙСТВ

Тормозные системы буровых лебедок предназначены для созда-
ния усилия в ведущей струне, обеспечивающего надежное удер-
живание в статическом состоянии колонны максимального веса,
на который рассчитаны установки; поглощения мощности при
спуске колонны на длину одной свечи с наибольшей допустимой
скоростью, контролируемой торможением, и остановки в конце
спуска; плавной подачи бурильной колонны по мере углубления
скважины при бурении за счет регулирования тормозного мо-
мента.

При спуске бурильной колонны развивается большая мощ-
ность, и поглощение ее механическими тормозами ограничива-
ется предельно допустимыми температурами, возникающими на
поверхностях трения, и возможностью отвода выделяемой теп-
лоты этими тормозами. Предельная температура поверхностей
трения обычно ограничивается 500°C. При более высоких темпе-
ратурах резко ухудшаются фрикционные качества тормозных
колодок и прочность поверхности шкива. Спуск тяжелых колонн
с большой скоростью и резким торможением приводит к тому,
что местная температура на поверхностях трения достигает
1000 °C и более.

Для выполнения всех требуемых операций в буровых лебед-
ках необходимо предусматривать два вида тормозов: главный
тормоз (останова), вспомогательный тормоз, регулирующий
скорость спуска и поглощающий часть выделяющейся при этом
энергии, и специальный механизм для регулирования скорости
подачи долота при бурении.

Главные тормоза останова. Тормозные шкивы монтируют не-
посредственно на барабане лебедки, что диктуется требова-
ниями техники безопасности работ при бурении, кроме того, это
уменьшает вращающиеся массы промежуточных элементов, что
делается с целью улучшения динамических качеств лебедки.
В буровых лебедках можно использовать как гидравлические,
так и электродинамические вспомогательные тормоза, регули-
рующие скорость спуска.

Как указывалось выше, главные тормоза в ряде случаев вы-
полняют функции устройства для подачи долота. Эти устройства
могут иметь разнообразные конструкции, как воздействующие
на основную тормозную систему, так и представляющие собой
отдельные механизмы. Следует, однако, учитывать, что главные
тормоза рассчитывают на торможение ,крюка, движущегося со
скоростью 1—3 м/с и поглощающего при спуске мощность до
10 000 кВт, в то время как при подаче бурильной колонны ско-
рости спуска ничтожны (до 0,03 м/с), а мощность соответ-
ственно 5—30 кВт. Естественно, что один и тот же механизм
тормоза не может полностью удовлетворить всем требованиям
в столь широком диапазоне мощностей, так как коэффициенты
трения при низких скоростях нестабильны; поэтому для бурения
в тяжелых условиях целесообразно проектировать лебедки с уст-
ройствами, способными осуществлять тонкое регулирование ско-
рости спуска и подачи при проходке.

В качестве главных тормозов буровых лебедок рекомендуют
использовать простые ленточные или ленточно-колодочные тор-
моза. Колодочные тормоза в буровых лебедках не используют
из-за их громоздкости. Ленточные тормоза дифференциальные и
суммарные также не применяют, первые из-за резкого торможе-
ния и малого пути растормаживания, вторые из-за того, что они
предназначены обычно для двустороннего торможения и не об-
ладают способностью прогрессивного увеличения силы тормо-
жения. Требование двустороннего торможения барабана к ле-
бедкам не предъявляют (хотя барабаны вращаются в обе сто-
роны, но натяжение каната всегда имеет одно направление).

Тормоза буровых лебедок поглощают большую мощность,
в результате чего выделяется количество теплоты, которое мгно-
280
вейно нагребает Поверхность Трения. Ё связи с этим хороший
отвод выделяющейся теплоты при торможении является одним
из важнейших качеств тормоза лебедки.

Система водяного охлаждения с камерами, расположенными
под тормозными шкивами, имеет ряд недостатков: не устраня-
ется большая разность температур на поверхностях торможения
и внутренней поверхности шкива; необходим подвод воды к вра-
щающемуся валу лебедки и отепление системы водоподвода во
избежание замерзания зимой. Поэтому системы охлаждения
следует проектировать в зависимости от нагруженное™ тормо-
зов с охлаждением водой или воздухом.

Конструирование ленточных тормозов буровых лебедок
и их элементов

По конструктивному выполнению и кинематическим схемам
управления ленточные тормоза буровых лебедок выполняются
довольно разнообразно, хотя принципиальное устройство тормо-
зов разных конструкций мало отличается друг от друга.

На рис. IX. 10 приведены различные схемы управления тор-
мозами. Тормоз лебедки (рис. IX. 10, а) состоит из двух шкивов,
смонтированных на барабане, которые охватываются лентами
с колодками. Тормозные ленты соединены одним концом с ба-
лансиром, который служит для равномерного распределения
тормозного усилия между обеими лентами; другим — с колен-
чатым валом. На коленчатом валу с одной стороны находится
тормозной рычаг управления, а одно из его колен соединено
с пневматическим цилиндром, увеличивающим тормозное усилие.

Неподвижные концы лент закреплены на балансире, а под-
вижные, прикрепленные к шейкам коленчатого вала, при пово-
роте его перемещаются, охватывают шкивы и прижимают к ним
ленту с колодками, осуществляя тем самым торможение. Управ-
ление тормозом производят тормозными рычагами, связанными
с подвижными концами лент системой рычагов и коленчатым
валом. Этот вал проворачивают либо рычагом, либо поршнем
пневматического цилиндра. Управление пневматическим тормо-
жением осуществляется рукояткой, находящейся на тормозном
рычаге или пульте бурильщика.

Тормозной рычаг должен иметь угол поворота не более 90°,
так как при длине рычага 1,2—1,6 м рабочий не может переме-
щать его на больший угол.

На рис. IX. 10, б показана схема тормоза с дистанционным
расположением тормозного рычага и непосредственным присое-
динением концов ленты к балансиру и коленчатому валу.

Согласно требованиям техники безопасности [7], независимо
от расстояния, на котором находится лебедка от поста буриль-
щика, управление ленточным тормозом должно осуществляться
механической системой; другие устройства (пневматические,
электрические и т. д.) могут быть только вспомогательными.
Тфмаженае
На рис. IX. 10, в показаны схемы тормозов также с дистан-
ционным расположением тормозного рычага и креплением кон-
цов лент к коленчатому валу и балансиру через башмаки, ко-
торые служат для увеличения угла охвата шкивов лентами.

Тормозные системы снабжены дополнительным (аварийным)
пневматическим цилиндром, связанным с коленчатым валом
серьгой. Этот цилиндр может дополнительно питаться сжатым
воздухом из баллона через обратный клапан и действует в слу-
чае падения давления сжатого воздуха в сети.

На рис. IX.10, г приведена схема тормозов с пневматической
фиксацией положения тормозного рычага. Фиксация осущест-
вляется поворотом рукоятки тормозного рычага, управляющей
клапаном.

На рис. IX.11, а показан общий вид ленточно-колодочного
тормоза с креплением концов лент через башмак и с тормозным
рычагом, укрепленном на коленчатом валу. Эти валы выполня-
ются кривошипными или эксцентриковыми. Выбор того или
иного типа зависит от мощности тормоза и выбранных соотно-
шений длины рычагов тормозной системы. Различные конструк-
торы эту задачу решают по-разному.

Конструкция ленточно-колодочного тормоза показана на
рис. IX. 11, б.

Преимущество ленточных тормозов — простота их конструк-
ции и прогрессивное увеличение тормозного момента по мере по-
ворота рычага. На рис. IX. 12 приведена зависимость мощности
торможения и перемещения AS подвижных концов ленты от угла
поворота рычага. Конец тормозного рычага согласно правилам
Госгортехнадзора [7] при полном торможении должен нахо-
диться на расстоянии не менее 0,8—0,9 м от пола буровой.
Уменьшение хода рычага достигается регулировкой зазора
между тормозными колодками лент и поверхностью шкивов.

Дистанционное управление тормозов показано на рис. IX. 13.

Тормозные рычаги необходимо снабжать запирающимися
устройствами, позволяющими бурильщику оставлять тормоз на-
дежно заторможенным, исключающим проскальзывание бара-
бана и самопроизвольное опускание бурильной колонны. Эти
устройства выполняются как механическими, так и пневматиче-
скими.

Тормозной шкив (рис. IX. 14) представляет собой стальной
литой цилиндрический обод шириной В = 0,154-0,3 м и диамет-
ром до 1,6 м с одной или двумя ребордами, при помощи которых
он крепится к диску барабана лебедки. Реборды служат для
увеличения жесткости шкива. Сам шкив изнашивается быстрее,
чем барабан, и должен быть сменным.,__________

По конструктивному оформлению шкивы тормозов выполня-
ются весьма разнообразно. В большинстве случаев их лучше
проектировать литыми. Конструкции с ребрами для воздушного
охлаждения, отлитыми за одно целое со шкивом (рис. IX. 14, а\,
можно проектировать для условий эксплуатации на Севере.
Рис. IX.11. Ленточно-колодочный тормоз буровой лебедки:

а — общий вид; б — конструкция:

1 — рукоятка тормозного рычага; 2 —тормозной рычаг; 3 —колодка; 4 — фиксатор ры-

9 _ пружина крепления ленты; 10 — опора балансира; // — балансир; /2 — контргайка;
Шкивы с вставным литым алюминиевым ребристым барабаном
для охлаждения (рис. IX.14, б) широкого распространения не
получили из-за сложности изготовления. Конструкции с каме-
рами охлаждения (рис. IX. 14, в, г) можно успешно использо-
вать в лебедках, применяемых в районах с умеренным и жар-
ким климатом при бурении с небольшим числом СПО.

Шкивы менее удачных конструкций без охлаждающих уст-
ройств показаны на рис. IX. 14, д, е.

Толщину шкива б рассчитывают с учетом его износа А
(штрихпунктирная линия на рис. IX. 14), допускаемого 0,4—0,5
его толщины б. Ширина В должна быть на 5—10 мм больше
ширины тормозных колодок.

Ленту тормоза выполняют из стальной полосы шириной, рав-
ной ширине колодок, толщиной 3—6 мм, облицованной с внут-
ренней части тормозными колодками из фрикционного мате-
риала; колодки крепят к ленте болтами с потайными головками
или стальными лепестками арматуры колодки. К обоим концам
полосы приклепывают проушины для осей, соединяющих ленту
с балансиром и коленчатым валом.

Тормозные колодки рекомендуют применять стандартных
размеров из различных фрикционных материалов: тканевые, из
прессованного асбестового волокна с металлической сеткой или
специальных пластмасс и других фрикционных материалов. Ma-

rs

чага; 5 —опора коленчатого вала; 6 — рычаги; 7 —вал коленчатый; 8 — пиевмоцилиидр;
13 — тяга; 14 — крепление ленты; 15 — лента тормозная; 16 — ролик поддерживающий
Рис. IX.12. Характеристика системы
управления главным ленточным
тормозом

NT— мощность, поглощаемая тормозом;
Sn— перемещение подвижных концов лен-
ты; «т— передаточное отношение системы
управления; W — угол поворота тормоз-
ного рычага

Рис. IX.13. Конструкция дистанционного управления тормозом:

/•—рычаг тормозной; 2 —пост бурильщика; 3 — пол буровой; 4 — тяга; 3 —тормоз ле-
бедки

териал для изготовления тормозных колодок должен обладать
высоким коэффициентом трения (0,4—4),5), ...большой проч-
ностью, теплостойкостью, обеспечивать небольшой износ коло-
док и тормозного шкива и хороший отвод тепла.

Тормозные колодки могут быть различных типов: твердые
прессованные и мягкие тканевые. Имеется также много различ-
ных промежуточных типов прессованно-тканевых колодок. Чем
больше твердость КблоДбк, Тем Меньше Их йЗйбс, нб тем быст-
рее изнашиваются тормозные шайбы. Мягкие тканевые колодки
сами изнашиваются быстрее, но при этом износ тормозных шки-
вов меньше. Коэффициент трения мягких колодок обычно выше,
чем твердых. Для лебедок глубокого бурения наилучшими яв-
ляются прессованные колодки средней твердости.

Для колодок применяют асбестокаучуковые материалы
6КХ-1 и ретинакс ФК-24А, в котором связкой служат фенол-
формальдегидные смолы. Колодки из ретинакса можно приме-
нять при удельной нагрузке 5—6 МПа и скорости торможения

а.

Рис. IX.14. Конструкции шкивов тормозов:

а — с ребрами жесткости, увеличивающими поверхность теплоотдачи; б — с запрессо-
ванным алюминиевым ребристым барабаном; в, г — с камерой для водяного охлажде-
ния; д, е — без устройства для отвода теплоты; 1 — шкив; 2 — реборда барабана ле-
бедки; 3 — охладитель кольцевой; 4 — кожух камеры водяного охлаждения; DT —диа-
метр шкива тормоза

50—60 м/с. Теплостойкость поверхности этого материала до
1000 °C, по объему 400—600 °C. Твердость ретинакса НВ 33,
плотность р=2-103 кг/м3.

Балансиры служат для равномерного распределения тор-
мозного усилия между двумя лентами и обеспечения одновре-
менности их работы. Без балансирующих устройств тормоза
приходилось бы часто регулироваыть зазор между тормозными
колодками и барабаном, однако и это не обеспечивало бы их
равномерную нагрузку и происходил бы повышенный износ тор-
мозных колодок шкивов. В буровых лебедках балансиры обя-
зательны.

Балансир представляет собой простую конструкцию в виде
стальной литой или сварной балки, прикрепленной в середине
осью к раме; на концах балансира смонтированы регулировоч-
ные болты, к которым крепятся тормозные ленты. Литые балан-
сиры следует изготовлять из углеродистой стали, сварные из
проката.

Механизмы управления тормозами проектируют различных
конструкций: с непосредственным или дистанционным управле-
нием, с жесткими механическими связями. Наиболее просты и
Надежны рыйаЖн&е Механизмы: с рМЧагбМ, воздействующим
непосредственно на коленчатый вал, с которым соединены тор-
мозные ленты; с рычагом, воздействующим на систему промежу-
точных рычагов; с рычагом, воздействующим на систему с зуб-
чатыми секторами с переменным передаточным отношением;
с рычагом, воздействующим на эксцентрик, который приводит
в движение систему рычагов, связанных с тормозными лентами
и др.

Во всех этих системах следует стремиться различными кон-
структивными средствами создать устройство, которое обеспе-
чивало бы в начале торможения при небольшом повороте тор-
мозного рычага большее перемещение тормозных лент и мень-
ший выигрыш в силе. В конце торможения при меньшем
перемещении лент больший выигрыш в силе. .

Расчет главного тормоза.

Усилия, действующие при торможении

Первый этап проектирования главного тормоза лебедки — опре-
деление требуемого тормозного момента Мт и размеров тор-
моза: количества и диаметра тормозных шкивов DT и его ши-
рины В.

В скважину спускают колонны разного веса с различными
скоростями. Скорости спуска обеспечиваются вспомогательным
и главным тормозами. Торможение при остановке осуществляет
только главный тормоз, который поглощает в этот период всю
энергию движущейся колонны и связанных с ней частей.

Нагрузки на крюке и усилие в ведущей струне каната при
остановке зависит от времени и пути торможения, а также воз-
никающих при этом динамических сил. Так как время торможе-
ния ничем не ограничивается и зависит только от оператора, во
избежание возникновения чрезмерных динамических нагрузок,
которые могут привести к обрыву каната, усилия на тормозных
шкивах должны всегда создавать натяжение каната, меньше его
разрывного усилия в целом 7?д (Н), т. е. должно соблюдаться
условие

Яд>kiFD^Z/DeHa— РВ max,	(IX.13)

где kt — коэффициент запаса торможения (правилами Госгор-
технадзора установлен 1,5—2,0 при наибольшей нагрузке на
крюке) [7]; F — общая тангенциальная сила трения на ободах
тормозных шкивов при неподвижной колонне, Н; Dr — диаметр
тормозного шкива, м; 2=2— число тормозных лент; De — наи-
больший диаметр навивки, определяемый по формуле (VII.13),
м; т]л=0,85—0,95 — к. п.д. лебедки; РВтах — расчетное макси-
мальное усилие в ведущей струне каната, Н.

Тормозное усилие на одном шкиве определяется из формулы
(IX.13)

F<= P*™*D?\* .
Диаметр тормозных шкивов (в м) выбирают в пределах
Дт = (1,65-т-2,75)1>б, где Ds — диаметр барабана лебедки, м.

Чем меньше диаметр барабана Ds, тем больше должно быть
отношение DT/Ds. Ширина тормозной шайбы (м) В=(0,15ч-
4-0,3).

При проектировочных приближенных расчетах тормоз ле-
бедки может рассматриваться как простой ленточный тормоз
(рис. IX.15,а), в котором гибкая лента с фрикционной наклад-
кой нажимает на тормозной шкив. В этом случае для предва-

Рис. IX.15. Расчетная схема тормоза:

а—простой ленточный; б — ленточно-колодочный; / — колодка; 2 —шкив; 3 —лента;
4— рычаг; I — длина рычага; а — угол охвата; г — радиус кривошипа; V —угол пово-
рота тормозного рычага; <р — угол охвата одной колодки; Рс и Рн —угол между сбе-
гающей н набегающей концами ленты и тангенциальной линией; Ус и ун —угол при-
ложения тангенциальной силы на сбегающей и набегающей колодках; Rg, До, Дн.
Дс — радиусы наружных поверхностей барабана, колодок и лент набегающей и сбе-
гающей

рительного определения тангенциальной силы F=SH—Sc на
шкиве тормоза можно пользоваться зависимостью Эйлера

SH = Sce'ia.	(IX.15)

Натяжение набегающего конца ленты

/7еца

SH =---------.	(1Х.16)

еи«-1

Натяжение сбегающего конца ленты

где a=n<p — угол охвата шкива лентой (см. рис. IX.15, а), рад;
у.— коэффициент трения тормозных колодок и шкива (табл.
IX.5).

10 Заказ Ns 1379

289
Таблица IX.5 Коэффициенты трения

Пара трении	Коэффициент трения ц сухих поверхностей

Сталь — чугун

Сталь или чугун — феррадо или райбест

Сталь — ретииакс ФК-24А

Чугун — порошковые металлические колодки

0,25—0,45 (<0,5)

0,35—0,45

0,35—0,65

0,35—0,55

Увеличение угла а позволяет реализовать требуемый тор-
мозной момент при меньших габаритах тормоза, однако увели-
чение угла охвата связано с усложнением конструкции системы
управления. Наиболее простой она получается при угле а<
<285°. (около 5 рад). В этом случае возможно непосредствен-
ное соединение сбегающих концов тормозных лент с коленча-
тым валом системы управления. При большем угле охвата ста-
новится необходимым применение шатунов между коленчатым
валом и сбегающими концами лент и роликовых упоров, обес-
печивающих равномерность зазора между накладками лент и
шкивами при растормаживании по всей дуге контакта. В связи
с этим лишь четверть лебедок зарубежного производства имеет
угол охвата 320-ь330°, и только 10 % их составляют лебедки
с 345°<а<350°.

Следует учитывать, что коэффициент трения у, — величина
переменная, зависящая от весьма многих факторов: скорости
скольжения, удельной нагрузки, температуры, смазки, материа-
лов шкива и колодки, размеров поверхностей контакта и т. д.

Сила трения F на тормозном шкиве уравновешивается раз-
ностью натяжений набегающей SH и сбегающей Sc концов
ленты

F = SH-SC.	(IX.18)

Расчет колодочио-ленточного тормоза

В буровых лебедках применяют ленточно-колодочные тормоза,
в которых вследствие деформации ленты при довольно боль-
шой толщине колодок происходят их неравномерные прилега-
ния к поверхности шкива. В ленточно-колодочном тормозе
лента нажимает на тормозной шкив через систему отдельных
колодок из фрикционного материала. Такие тормоза рассчиты-
вают, подобно ленточным, по формулам трения гибких тел. Од-
нако сила трения в ленточно-колодочном тормозе изменяется
не непрерывно, а скачкообразно, поэтому расчетные формулы
при ограниченном числе колодок отличаются от формулы Эй-
лера.
При неограниченном возрастании числа колодок (п—>оо)
выражение для определения силы торможения будет прибли-
жаться к уравнению Эйлера. На рис. IX. 15, а показаны расчет-
ная схема простого ленточного тормоза и распределение удель-
ной нагрузки по углу охвата ленты.

В ленточно-колодочном тормозе (см. рис. IX. 15, б) удельная
нагрузка по длине колодки распределяется неравномерно (рис.
IX. 16) и тормозной момент, создаваемый’ отдельной колодкой
(в Н • м),

= (Soh $ос) ^б

ИЛИ

(IX.19)

где Son и Soc — усилия соответственно набегающего и сбегаю-
щего концов колодки, Н; R5 = Dt!2 — радиус шкива тормоза, м;

<р — угол охвата одной тормозной колодки, рад (см. рис. IX. 16);

р— угол трения, рад; п — число колодок.

Полный тормозной момент, создаваемый тормозом на одном

шкиве, можно выразить как

п

Мт= У Л4И или

П=1

Тангенциальная сила торможения

(IX.20)

(IX.21)

В связи с тем, что уточненный расчет ленточно-колодочного
тормоза довольно трудоемок, в КБ заводов его рассчитывают
на ЭЦВМ [9]. Для этого исходная информация для расчета
заносится в бланк исходных данных для ЭЦВМ.

Программа для расчета на машине строится так, чтобы она
выдавала все необходимые величины для сбегающего и набе-
тающего концов ленты. Для анализа действующих нагрузок
расчеты ведут для минимальных и максимальных значений ко-
эффициента трения.

При минимальном коэффициенте трения усилия на органах
управления тормозом будут максимальные, и они принимаются
для расчета элементов на прочность.

Важными параметрами ленточных тормозов являются ско-
рость трения колодки о шкив, удельная нагрузка, от которых
зависят ширина тормоза В и износ колодок и тормозной по-
верхности шкива.

Рис. IX.16. Расчетная схема колодкн тормоза.

Концы ленты: а — набегающий; б — сбегающий

Скорость трения на тормозном шкиве (м/с)

= VkU-tD-t/Dg,
где ыт — кратность полиспаста талевой системы.

Наибольшее давление между лентой и тормозным шкивом
возникает на поверхности контакта набегающего конца ленты
SH со шкивом, и, постепенно уменьшаясь, оно достигает мини-
мального значения на контакте сбегающего конца ленты Sc со
шкивом (см. рис. IX. 15, а).

Удельная нагрузка между колодкой и шкивом (в Па): наи-
большая Pmax = 2SH/£)TB, наименьшая Ртт=25с/РтВ. Длина со-
прикосновения колодок со шкивом (м)

£ = яОт^Г-	<1Х-22>

Площадь поверхности трения (в м2)

/7тр = 2BL — 2BnDTn —----

360

Средняя удельная нагрузка (в Па)

Рср = Ptnax + Pmin .	(IX.23)
Таблица IX. 6 Характеристики ленточно-колодочиых тормозов буровых лебедок

Завод (фирма)	Тип лебедки	£>т, м	В, м	%• м/с	Удельная нагрузка, МПа			л'уд’ кВт7ма
					ртах	pmin	рср	
ВЗБТ	БУ75Бр-70	1,18	0,23	25	0,58	0,090	0,230	2,87
	ЛБ-700	1,18	0,25	25	0,58	0,090	0,390	4,87
УЗТМ	У2-4	1,18	0,25	25	0,76	0,116,	0,388	4,85
	У2-5-5	1,45	0,25	24	0,82	0,125	0,472	5,66
	У2-3000	1,65	0,28	30	0,85	0,130	0,450	6,75
«Нэйшенл»	20S	0,935	0,18	18	0,65	0,100	0,375	3,78
	55	1,07	0,21	20	0,95	0,146	0,553	5,53
	88-В	1,17	0,26	25	0,81	0,122	0,466	5,82
	110-М	1,27	0,26	24	1,20	0,182	0,691	8,29
	1320-Е	1,37	0,26	29	0,80	0,122	0,461	6,68
	1625-Е	1,57	0,26	30	0,87	0,132	0,561	8,41

Примечание. Значения

приведены для ц = 0,5.

Допускаемое максимальное значение рср зависит от свойств вы-
бранных материалов шкивов и колодок тормозных лент. Для
наиболее широко используемых в настоящее время материалов
0,2<рсрС0,7 МПа. Более высокие удельные нагрузки уско-
ряют износ тормозных колодок и снижают долговечность тор-
моза.

Мощность торможения (кВт)

== /^трРсрН^ш*

где цш = лОт — —скорость на ободе шкива при торможении,
60

м/с; т — частота вращения барабана лебедки при торможении,
об/мин.

Секундная удельная мощность трения при торможении
(кВт/м2)

У уд	= ^т^тр.	(IX.24)

Удельные нагрузки и мощность трения для ленточных тормо-
зов различных буровых лебедок приведены в табл. IX.6.

Силы, действующие в рычажном механизме

тормоза (см. рис. IX.15)

В ленточных тормозах буровых лебедок набегающий конец
ленты необходимо прикреплять к балансиру лебедки, а под-
вижный — к коленчатому валу, на который действует только
сила натяжения сбегающего конца ленты, создающая на нем
момент. Этот момент уравновешивается моментом Afp, созда-
ваемым силой, прикладываемой к тормозному рычагу, и
моментом Afn, создаваемым силой Рп, приложенной к кривошипу
коленчатого вала штоком пневмоцилиндра, т. е.

2Л1Т = Л4Р + Мп = 2SC г cos^,

(IX.25)

где г =*0,04—0,06 — радиус кривошипа от неподвижного шар-
нира до точки крепления к подвижному концу ленты, м; т|>—
угол Поворота коленчатого вала, градус.

Подвижный конец ленты в момент полного торможения
должен быть расположен под .углом к оси кривошипа близким
к 90°.

Усилие на тормозной рукоятке при Л4п = 0.

_ 2rSc sin ра

Гр = -----— .	,

T)Z COS Рх

(IX.26)

где I — длина тормозного рычага, м (для ручного тормоза обы-
чно /= 1,2—1,6 м); т] = 0,9-ь0,95 — к. п. д. рычажной системы;
Pi — угол между сбегающим концом ленты и осью кривошипа;
р2 — угол между осью рычага и лентой (меняется от 80° перед
началом торможения до 10—15° в конце торможения).

При ручном торможении длительное усилие рабочего на
тормозной рукоятке должно быть до 250 Н. Максимальный мо-
мент, который должна развивать пневматическая система тор-
можения, Afn5»l,6MT.

Тормоз буровых лебедок следует рассчитывать так, чтобы
путь, проходимый крюком при торможении во время спуска, не
превышал величины hK, определяемой по зависимости Лк =
= »кс2/3, где »кс — скорость спуска в начальный момент тормо-
жения (в м/с). Путь торможения (в м) на ободе шкива тормоза

=

МкР

Di

(IX.27)

Для приближенных расчетов может быть принят прямоли-
нейный закон изменения скорости при торможении, тогда время
торможения (в с)

= 2Лк/укс-	(IX.28)

Поскольку момент, развиваемый тормозом, зависит от усилия,
приложенного к тормозному рычагу и пневмоусилителю, на ко-
торые воздействует оператор, время торможения может изме-
няться в широких пределах. При резком торможении в подъ-
емной системе могут создаваться большие динамические на-
грузки, поэтому в буровых лебедках, рассчитанных на канаты
определенного диаметра, нельзя произвольно применять канат
меньшего или большего диаметра. В первом случае канат мо-
жет быть оборван при резком торможении даже при правиль-
ном выборе его диаметра по статической нагрузке. Во втором
294
Случае увёличйтся путь Форможёнйя иЗ-за нёдоСтатбчйдгй top-
мозного момента, хотя прочность каната будет соответствовать
расчетной нагрузке.

Тепловой расчет главного тормоза

При спуске бурильной колонны в процессе проводки скважин

выделяется значительное количество энергии, которая должна
поглощаться тормозной системой буровой лебедки. При тормо-
жении эта энергия превращается в теплоту, которая вызывает

сильный нагрев тормозных ко-
лодок и шкивов и приводит
к их быстрому изнашиванию.
Одновременно с повышением
температуры тормозных шки-
вов и колодок уменьшается
коэффициент трения, что за-
ставляет бурильщика увеличи-
вать усилие на тормозном ры-
чаге и тем самым повышать
нагрузку на колодки, что ус-
коряет их износ.

При эксплуатации буро-
вых лебедок без регулирую-
щего тормоза тормозные ко-
лодки иногда срабатываются
в течение одного-двух спусков
бурильной колонны.

В процессе спуска проис-
ходит постоянное чередование

Рис. IX.17. График работы и иагрева
тормоза при спуске колонны:

А т — работа торможения; t — темпера-
тура; т—время; т0—продолжитель-
ность остановки; тпэ—время подъема не-
загруженного элеватора: тт —время тор-
можения; Тц— время цикла спуска свечи

периодов торможения и спусков колонны, периодов подъема не-

нагруженного элеватора и периодов пауз, причем вес спускае-
мой колонны за каждый цикл увеличивается на вес одной свечи.

На рис. IX. 17 приведен схематический график работы тор-
моза буровой лебедки при спуске колонн. Время цикла тц равно
сумме времени торможения тт при спуске, времени пауз т0 (об-
работка свечей) и времени подъема ненагруженного элеватора
/пэ. Заштрихованные площади треугольников Л л, Ait ..., Л<+1
соответствуют работе торможения за каждый цикл (Дж).

Главные тормоза рассчитывают на нагрев по количеству вы-
деляемой теплоты при спуске на длину свечи колонны наиболь-
шего веса (площадь Л<-ц на рис. IX. 16). Меньший вес буриль-
ной колонны в предыдущий момент спуска в расчете не учиты-

вают.

Количество работы, которое должна поглотить тормозная
система при спуске колонны на длину одной свечи (Дж),

А — Р вус^с,

где Рвус — натяжение ведущей струны при спуске, определяе-
мое по формуле (VII.43), Н; /с — длина свечи, м.
Так как величины коэффициентов теплоотдачи приведены
к единице времени 1 с, условно можно принимать, что количе-
ство выделяемого в тормозе тепла за 1 ч будет (кВт/ч)

Qs = 4z-3,6,	(IX.29)

где z—число свечей, спускаемых за 1 ч.

При установившемся тепловом состоянии вся выделяемая
теплота во время торможения отдается в окружающую среду
и воде,,подаваемой для охлаждения, т. е. должно быть

Qe = QoT»	(ix.30)

где Qot = Qi + Qa + Qs + Qi + Qs-

Количество излучаемой теплоты (кВт/ч)

где Ci —2—3 Вт/(м2-К)—коэффициент излучения от полиро-
ванной поверхности тормозного шкива площадью 17г, с2=8ч-
4-12 Вт/(м2-К) — коэффициент излучения от шероховатых по-
верхностей площадью Пг, 771 и 772 — площади поверхности
шкива, излучающие теплоту, м2; Ц — температура нагрева
шкива, °C; ti — температура окружающей среды, °C.

Количество теплоты, отводимой конвекцией воздуха при не-
подвижном шкиве (кВт/ч),

Q» = c8/78(f1-^)(l-/7S)-3,6,	,	(IX.32)

где с3=12—25 Вт/(м2-К)—коэффициент теплоотдачи от непо-
движного шкива воздуху; 773 — площадь поверхности шкива,
отводящей теплоту конвекцией, м2; ПВ = 0,4—0,6 — относитель-
ная продолжительность включения.

Количество теплоты, отводимой конвекцией воздуха, при
вращающихся шкивах (кВт/ч)

Qs = (ti— t2)nBSfiC4{-3,6,	(IX.33)

где Zfi — площадь боковых кольцевых поверхностей шкивов,
м2; с.и= 15гч0,8 Вт/(м2-К)—коэффициенты теплоотдачи коль-
цевых поверхностей вращающихся тормозных шкивов; о, — ско-
рости соответствующих кольцевых поверхностей, м/с.

Количество теплоты, отводимой водой охлаждения (кВт/ч),

Q4 = M*i— *з)/74-3,6,	(IX.34)

где с5— коэффициент теплботдачи от тормозных шкивов к воде
(Сб^4,6 кВт/(м2-К) при скорости течения воды более 0,15 м/с;
с5= 1,14-2,3 кВт/(м2-К) при скорости течения воды менее
0,15 м/с); /3 = 60—85°C — температура отводимой воды; П4 —


площадь поверхности шкива, омываемой водой, м2. Количество
воды для охлаждения тормозных шкивов (л/ч)

ср (t3-t4) '*-

где ср = 4,185 кДж/(кг-К)—теплоемкость воды; /4=15-5-
-ь 20 °C — температура подводимой воды.

Главный тормоз рассчитывают на поглощение всей теплоты,
выделяющейся при спуске колонн; однако для уменьшения из-
носа механических тормозов лебедки оборудуют вспомогатель-
ным тормозом, который рассчитывают на поглощение 75—85 %
всей выделяющейся теплоты Qg, т. е.	(0,754-0,85) Q8. Эта

теплота Qs должна рассеиваться его поверхностью, а также от-
водиться охлаждающей водой.

§ 5. ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ РЕГУЛИРУЮЩИЕ ТОРМОЗА
БУРОВЫХ ЛЕБЕДОК

При разработке спуско-подъемного комплекса необходимо пре-
дусмотреть оборудование лебедки регулирующим тормозом,
служащим для замедления вращения барабана лебедки, умень-
шения скорости спуска бурильных и обсадных колонн и погло-
щения части выделяющейся при этом энергии.

Регулирующие тормоза обычно соединяют с валом лебедки
муфтой и включают при спуске колонны только при достиже-
нии глубин 200—300 м. При подъеме ненагруженного элева-
тора при спуске колонн тормоз не должен тормозить барабан,
поэтому он должен либо отключаться, либо иметь односторон-

нее торможение, в этом случае ротор тормоза должен иметь

небольшой динамический
момент инерции. На вклю-
чение и выключение регу-
лирующего тормоза при
спуске каждой свечи дол-
жно затрачиваться мини-
мальное время.

При подъеме бурильной
колонны регулирующие
тормоза следует совсем от-
ключать от вала барабана
лебедки для уменьшения
износа и облегчения спуска

ненагруженного элеватора.

Регулирующий тормоз
должен быть достаточно
мощным, так как при
спуске выделяется кратко-
временно большая мощ-

Рис. IX,18, Характеристики вспомога-
тельных регулирующих тормозов:

1 — гидродинамический; 2 — электромагнит-
ный ЭМТ; 3 — электродинамический MCT;
4 — электромагнитный порошковый; 5 — элек-
тродинамический водонаполненный: Мт — кру-
тящий момент; п — частота вращения
ность (иногда 2—5 МВт и более). В качестве таких тормозов
нашли применение гидродинамические и электрические тор-
моза ротационного типа.

На рис. (IX. 18) приведен график тормозных моментов, раз-
виваемых вспомогательными тормозами различных типов. Гра-
фик построен для тормозных систем примерно одинаковых габа-
ритов при работе в одинаковых режимах нагрева.

По характеристике электрические тормоза наиболее подхо-
дят к характеру изменения момент свободно опускаемой ко-
лонны в скважине.

Независимо от типа регулирующего тормоза для поглоще-
ния выделяющейся при спуске энергии можно использовать
воду или другую жидкость. Попытки превращать энергию
спуска в электрическую и возвращать ее в сеть пока безус-
пешны. Каждый из указанных типов тормоза имеет преимуще-
ства и недостатки, поэтому, проектируя буровую установку,не-
обходимо решить вопрос, какой из типов регулирующих тормо-
зов применить в каждом конкретном случае.

Гидравлические регулирующие тормоза

Гидравлические регулирующие тормоза широко распростра-
нены в буровых установках благодаря простоте своей конст-
рукции и тому, что этот тормоз в зависимости от его наполне-
ния автоматически устанавливает скорость спуска колонны.

На рис. IX. 19 показана схема установки гидравлического
тормоза с регулятором-холодильником.

Рабочая часть гидравлического тормоза представляет собой
циркуляционную систему, подобную гидромуфте, с неподвиж-
ным статором и вращающимся ведомым ротором, имеющим
косо поставленные плоские лопатки.

При спуске колонны вследствие вращения ротора создается
поперечная циркуляция. Вода центробежной силой отбрасыва-
ется к ободу, поток поворачивается и движется по полостям
крышек корпуса в направлении к оси тормоза, где вновь попа-
дает на ротор и отбрасывается к ободу. Благодаря высоким
скоростям циркуляции и встречному наклону лопаток созда-
ется значительный тормозной момент, увеличивающийся с рос-
том частоты вращения ротора.

Как во всякой гидромуфте, скорость движения воды уста-
навливается такой, чтобы энергия, приобретаемая водой от ро-
тора, равнялась энергии трения ее о поверхности корпуса.
В этом случае момент сил трения воды о корпус будет соответ-
ствовать крутящему моменту, приложенному к валу ротора.

Изменение величины тормозного момента достигается регу-
лированием уровня воды в гидравлическом тормозе. Холодиль-
ник (см. рис. IX. 19) предназначен для регулирования этого
уровня и охлаждения жидкости. В нижнюю часть холодильника
подводится вода насосом или из водопроводной сети, и тормоз
заполняется до определенного уровйя в зависимости от требу-
емой мощности торможения. Уровень воды в холодильнике
может регулироваться бесступенчато изменением уровня уста-
новки сливной трубы внутри холодильника или ступенчато сли-
вными кранами, устанавливаемыми на нем. Гидротормоз со-

Рис. IX.19. Схема установки гидравлического регулирующего тормоза:

/ — тормоз гидравлический; 2 — эвакуационный патрубок; 3 — холодильник; 4 — руко-
ятка управления наполнением; 5 — наполнительный патрубок; б —муфта включения

единяется с холодильником двумя патрубками: наполнитель-
ным, расположенным снизу, и эвакуационным, смонтированным
в его верхней части.

При вращении ротора нагретая вода относится центробеж-
ной силой к периферии корпуса и часть ее сливается в холо-
дильник. Холодная вода поступает в тормоз по нижнему пат-
рубку. Таким образом происходит непрерывная циркуляция
жидкости между холодильником и тормозом.
По мере утяжеления спускаемой колонны повышают уро-
вень воды до полного заполнения тормоза. Гидротормоз раз-
вивает наибольшую тормозную мощность, когда поток пересе-
кается по всей высоте ребер ротора и статора.

На рис. IX.20 показан разрез гидравлического тормоза. При
переходах от подъема к спуску гидравлический тормоз вклю-
чается фрикционными, кулачковыми или зубчатыми муфтами
различных конструкций. Управление осуществляется с поста
бурильщика или местное.

Корпус, крышки и ротор тормоза обычно изготовляют из
чугунного литья; вал ротора — из сталей марок 30 или 40. По-
верхности вала в местах трения о сальники закаливаются на-
гревом токами высокой частоты до твердости HRC40.

Расчет основных размеров гидравлического тормоза

Момент, развиваемый гидравлическим тормозом,

Л1Т = Л1ц -|- Л4тр -|- Ммехг	(IX.35)

где Мц — момент, создаваемый циркулирующей в тормозе жид-
костью,

Мц = QpgDa/2,

Q — масса жидкости, кг; р — плотность жидкости, кг/м3; Da —
активный диаметр, м (см. рис. IX.20); Мтр — момент трения
воды о поверхность ротора тормоза (МН)

Ммех — момент, создаваемый механическими потерями (в при-
ближенных расчетах им можно пренебречь ввиду малого зна-
чения).

Мощность торможения (кВт)

=	(IX.36)

где © — угловая скорость, с-1.

Для гидравлического тормоза уравнение, связывающее раз-
меры активного диаметра с мощностью, может быть найдено
из известной формулы подобия

*•" “(-=£-)’(°5~ o'.)-	(1хз’>

где £>а — наибольший активный диаметр ротора тормоза, м;
DB — диаметр, до которого доходит вода при вращении, м; а —
коэффициент мощности (зависит от типа тормоза); nTf — час-
тота вращения ротора, об/мин.
I.SH
Величина коэффициента а может несколько меняться в за-
висимости от наполнения тормоза водой, от величины утечек
и частоты вращения ротора и др. При низких частотах враще-
ния значения этого коэффициента несколько большие, при
больших — наоборот.

Коэффициент мощности при прямом вращении одного ро-
тора с плоскими косо поставленными лопастями при полном за-
полнении водой лежит в пределах а==20н-30.

Рис. IX.21. Зависимость мощности гидротормоза от частоты вращения «т и
диаметра £>а ротора тормоза:

₽к —нагрузка на крюк; ^—мощность торможения; »кс—скорость спуска крюка
(в м/с) при Dg =0,61 м и кратности оснастки и т=8

Частота вращения ротора тормоза
ния барабана лебедки (об/мин)

равна скорости враще-

rtjj ---- rtf —

D&t

(IX.38)

где иКс — наибольшая скорость спуска колонны, определяемая
технологией бурения. Для расчета тормозов, регулирующих
скорость спуска, принимают икс=1—1,5 м/с.
Зная допустимую частоту вращения ротора, можно найти
его диаметр (м)

При обратном вращении ротора гидравлического тормоза
с большим углом наклона лопаток поглощается мощность во
много раз меньшая, чем при прямом вращении. Это дает воз-
можность вести спуско-подъемные операции без отключения
тормоза при подъемах ненагруженного элеватора.

При нескольких роторах в гидравлическом тормозе его тор-
мозной момент можно принимать пропорциональным числу ро-
торов. Недостаток гидравлических тормозов —неспособность
создавать большой момент торможения при малых частотах
вращения.

На рис. IX.21 приведен график изменения мощности гидро-
тормозов различных диаметров в зависимости от скорости
спуска и частот вращения.

Электрические регулирующие тормоза

Электрические тормоза за последнее время широко применяют
в буровых установках.

Электрические тормоза по сравнению с механическими и
гидравлическими отличаются удобством управления, устойчи-
вым режимом работы, легкостью и плавностью перехода с од-
ного режима на другой или полного отключения.

В качестве регулирующих тормозов применяют электриче-
ские генераторы постоянного тока, работающие в системе ди-
намического торможения; электродинамические, в которых тор-
мозной момент создается в результате взаимодействия наве-
денных в роторе или статоре вихревых токов, и порошковые
электродинамические тормоза.

Возбуждение этих тормозов осуществляется от независимых
генераторов постоянного тока. Тормозной момент регулируется
изменением возбуждения генератора или величины сопротивле-
ния в цепи статора возбудителя.

Схемы управления позволяют получить различные тормоз-
ные режимы, например, на больших или малых скоростях.

Электропорошковые тормоза в настоящее время почти не
применяют ввиду быстрого износа и порчи магнитного по-'
рошка.

Общий вид электродинамического тормоза показан на
рис. IX.22, а, а конструктивное устройство — на рис. IX.22, б.

Тормоз состоиз из Т-образного ротора из немагнитного же-
леза, вращающегося в статоре, имеющем обмотки возбужде-
ний. Управляя плотностью магнитного потока, можно изменять
момент торможения в широких пределах. Возникающее тепло
отводится водой, заполняющей всю полость статора и хорошо
омывающей ротор. Вода в полость статора поступает по тру-
бопроводам А и Б, возвращаясь в систему охлаждения через
сливной патрубок В.

При возбуждении электромагнитов, расположенных в ста-
торе, при вращении ротора в нем возникают э. д. с., препятст-

Таблица IX. 7 Характеристика электродинамических тормозов

Параметры	Тип электродинамического тормоза производства					
	СССР	фирмы «Детриш* (США)				
	ЭМТ-4500	3550	5250	8350	9650	15 050
Тормозной момент при 50 об/мин, кН-м  Номинальная глубина бу- рения, м	45	48	72	115	133	210
	4000	3600	6000	9000	12 000	15 000
Мощность тормоза, кВт Габариты, м:	1100	1000	1500	2500	3500	5000
диаметр DT ширина С (см.	1,3	1,27	1,52	1,83	1,98	2,83
рис. IX.22, б)	1,1	1,20	1,17	1,43	1,45	1,60
При проектировочном расчете активный диаметр ротора
Da (в м) может быть найден из выражения

(IX.41)

где ki — отношение длины всех активных зазоров к активному
диаметру сцепляющегося слоя Z3/Da=l,2—1,5. Меньшие значе-
ния относятся к большим диаметрам.

Характеристика электродинамических тормозов, выпускае-
мых в СССР и фирмой «Детриш» (США), показана на рис.
IX.23, а в табл. IX.7 приведены основные параметры этих тор-
мозов.

Тепловой расчет регулирующих тормозов

Тепловой расчет регулирующего тормоза сводится к определе-
нию количества воды, необходимой для отвода выделяющегося
тепла. Так как мощность торможения по мере спуска буриль-
ной колонны изменяется и к концу спуска достигаем наиболь-
шего значения, количество воды, необходимой для охлаждения
в разные периоды работы, может быть различно.

Тепловой расчет регулирующего тормоза ведется анало-
гично расчету ленточных тормозов буровых лебедок по услов-
ному количеству тепла, выделившегося в конце спуска колонны,
т. е. Qs должно быть равно (0,75-г-0,85) Qe.

Тепло, поглощаемое регулирующим тормозом, должно рас-
сеиваться его поверхностью и отводиться подаваемой к нему
водой охлаждения

<?5 = 0в + <?7- '	(IX.42)

где <2б — количество тепла, отводимого поверхностью регулиру-
ющего тормоза в течение 1 ч, кВт/ч.

=	— <2)-3,6,	(IX.43)

где Сз = 12-ь25 Вт/(м2-К)—коэффициент теплоотдачи от по-
верхности тормоза воздуха, определяемый по (IX.32); 775— по-
верхность регулирующего тормоза и холодильника, м2: t$—
температура поверхности тормоза, °C (не выше 80°C); —
температура окружающего воздуха, °C (не более 35°C); Q?—
количество тепла, отводимое водой, подаваемой к регулирую-
щему тормозу (Вт/ч),

Q, = Q6-Qe.	(IX.44)

Количество воды, подводимой к регулирующему тормозу
для отвода тепла (л/ч), .

7т =	(^з	^4),	(IX.45)

где ts и ti — температуры отводимой и подводимой воды, °C.

Если на буровой нет проточной воды, должны быть преду-
смотрены соответствующие устройства для ее охлаждения.
Раздел четвертый

НАСОСНО-ЦИРКУЛЯЦИОННЫЙ
КОМПЛЕКС БУРОВОЙ УСТАНОВКИ

Глава X

ФУНКЦИИ И УСТРОЙСТВО

НАСОСНО-ЦИРКУЛЯЦИОННОГО КОМПЛЕКСА

§ 1.	ФУНКЦИИ И СХЕМЫ

Для того чтобы спроектировать новый насосный комплекс, не-
обходимо рассмотреть его функции в процессе проводки сква-
жины, устройство уже существующих комплексов и опыт их
эксплуатации.

Функции насосно-циркуляционного комплекса

буровой установки

Насосно-циркуляционный комплекс выполняет следующие
функции:

нагнетание бурового раствора в бурильную колонну для
циркуляции в скважине в процессе бурения, промывки и лик-
видации аварий в количестве, обеспечивающем эффективную
очистку забоя и долота от выбуренной породы, и получение
скорости подъема раствора в затрубном пространстве, доста-
точной для выноса этой породы на поверхность;

подвод к долоту гидравлической мощности, обеспечивающей
высокую скорость истечения (до 180 м/с) раствора из его на-
садок для частичного разрушения породы и очистки забоя от
выбуренных ее частиц;

подвод энергии к гидравлическому забойному двигателю;

очистка бурового раствора от выбуренной породы и газов,
поддержание и регулирование заданных его параметров;

приготовление нового бурового раствора;

хранение запасного бурового раствора в количестве не-
скольких объемов скважины и поддержание его свойств при ос-
тановках циркуляции.

На рис. Х.1 показаны схема циркуляции бурового раствора
и примерное распределение потерь напора в отдельных элемен-
тах циркуляционной системы скважины глубиной 3000 м при
бурении роторным способом.

В процессе бурения в большинстве случаев раствор цирку-
лирует по замкнутому контуру.
4

3

Рис. Х.1. Схема циркуляции бурового раствора:

1 — иасос; 2 — стояк; 3 — буровой рукав; 4 — вертлюг; 5 — труба ведущая; 6 — устье
скважниы; 7 — трубы бурильные; 3 — кольцевое пространство; 9 — УБТ; 10 — долото;

11 — растворопровод; 12 — блок очистки; 13 — резервуары; 14 — иасос подпорный; 15 —
амбар; 16 -« смеситель

Из резервуаров очищенный и подготовленный раствор по-
ступает в подпорные насосы, которые затем подают его в бу-
ровые насосы. Затем буровые насосы подают раствор под вы-
соким давлением рн (до 40 МПа) по нагнетательной линии, че-
рез стояк, гибкий рукав и вертлюг в бурильную колонну. Часть
308
давления насосов ^Рл) при этом расходуется на преодоление
сопротивлений в наземной системе. Далее буровой раствор про-
ходит по бурильной колонне (ведущей к бурильным трубам, УБТ
и забойному двигателю) к долоту. На этом пути давление рас-
твора снижается вследствие затрат энергии на преодоление гид-
равлических сопротивлений (рк = Рбт+Рубт + Рзд). Затем буро-
вой раствор вследствие разности давлений внутри бурильных
труб и на забое скважины р3 с большой скоростью выходит из

Рис. Х.2. Схема циркуляционного комплекса буровой установки:

/ — стояк; 2, 10 — распределительные устройства; 3, 4 — задвижки; 5—манометр; 6—
предохранитель; 7 — отводы; 8— датчик расхода; 9 — трубопровод; // — ниппель; 12—
кран четырехклапаниый; 13, 18 — клапаны обратные; 14, 15 — трубопроводы напорный
и слнвиой; 16 — резервуары раствора; 17—желоб сливной; 19—оборудование устья
скважины; 20 — колонна бурильная; 21 — рукав буровой; 22 — вертлюг

насадок долота, очищая забой и долото от выбуренной породы.
Оставшаяся часть энергии раствора затрачивается на подъем
выбуренной породы и преодоление сопротивлений в затрубном
кольцевом пространстве рзп.

Поднятый на поверхность отработанный раствор проходит
по растворопроводу в блок очистки, где из него удаляются час-
тицы выбуренной породы, песок, ил, газ и др., поступает в уст-
ройства для восстановления его качеств и направляется в под-
порные насосы.

Устройства для приготовления и очистки бурового раствора
представляют собой отдельные агрегаты, устанавливаемые на
циркуляционной линии над приемным резервуаром насосов.
В зависимости от глубины и диаметра скважины устройства
для очистки раствора рассчитывают на подачу 0,01—0,08 м3/с
раствора различных вязкости, свойств и плотностью от 800 до
1500 кг/м3. Плотность и свойства раствора изменяют в соответ-
ствии со свойствами буримых пород. Обычно плотность буро-
вого раствора составляет 1100—1300 кг/м3, пластическая вяз-
кость 20—40 сПа, статическое сопротивление сдвигу менее
8 Па. Для изменения свойств растворов в их состав вводят
различные химические реагенты.

Наземная часть циркуляционной системы показана на
рис. Х.2.

Нагнетательная линия состоит из трубопроводов высокого
давления, по которым раствор подается к стояку и устью сква-
жины. Эта линия оборудуется запорной арматурой, предохра-
нительным клапаном, контрольно-измерительной аппаратурой.

Для работы в районах с холодным климатом она должна
быть оборудована устройствами для ее обогрева и опорожне-
ния.

Низконапорная часть циркуляционной системы оборудуется
устройствами для очистки раствора от выбуренной породы,
песка, ила и газа, смесительными устройствами для восстанов-
ления и регулирования его свойств и приготовления нового
раствора. Все устройства соединяют с резервуарами системой
трубопроводов, оборудуют задвижками, перекачивающими и
подпорными центробежными насосами.

§ 2.	ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

НАСОСНО-ЦИРКУЛЯЦИОННОГО КОМПЛЕКСА

После уточнения функции насосного комплекса и схемы цир-
куляции раствора определяют основные параметры, характе-
ристики и требования, которым должен удовлетворять насосно-
циркуляционный комплекс при проводке в определенных усло-
виях скважин заданных конструкций.

Скорость движения раствора в затрубном кольцевом прост-
ранстве изп (в м/с) зависит от суммарной подачи насосов Qc
и площади кольцевого сечения скважины S

УЗП = QJ5,	(Х.1)

где

<х-2>

.Од и dT — диаметры долот и бурильных труб, м.

Скорость подъема раствора в кольцевом пространстве дол-
жна находиться в пределах 0,3—0,8 м/с. Она определяется фи-
зико-механическими свойствами раствора и породы, размером и
количеством выбуренных частиц породы, диаметром буримого
интервала скважины и его глубиной, диаметрами бурильных
труб и УБТ.
Подводимая к долоту гидравлическая мощность влияет на
эффективность бурения, поэтому насосы должны обеспечивать
подвод к долоту 0,4—0,8 кВт на 1 см2 поверхности забоя.

Эту мощность более целесообразно повысить, увеличив пе-
репад давления на долоте Рд, а не подачу Qc, так как потери
мощности в циркуляционной системе пропорциональны кубу по-
дачи.

Режим прокачки раствора задается в зависимости от усло-
вий бурения и реализуется бурильщиком, однако насосы во

всех случаях должны удовлетворять
требованиям бурения. Требуемую по-
дачу насосов определяют в зависимо-
сти от установленной скорости рас-
твора Озп в затрубном кольцевом про-
странстве площадью сечения S и тре-
буемой мощности на долоте по фор-
муле (Х.1).

При определении подачи насосов
для различных интервалов скважины
скорости раствора в кольцевом прост-
ранстве можно выбирать по рис. Х.З.

Начальный диаметр ствола сква-
жины в 2—3 раза больше конечного,

Рис. Х.З. Зависимость ско-
рости бурового раствора
в кольцевом затрубном
пространстве от диаметра
долота:

1, 2 — максимальная и мини-
мальная скорости бурового рас-
твора

поэтому и начальные диаметры долот
в 2—3 раза больше конечных, а пло-
щадь забоя в начале бурения в 4—9
раз больше, чем в конце. Практикой
установлено, что для эффективного
бурения подача раствора на забой
должна составлять от 0,6 м3/с при
больших диаметрах скважин до 1 м3/с
на 1 м2 поверхности забоя при малых

диаметрах. Подача раствора при одном и том же диаметре
долота с увеличением глубины может снижаться, а буровые
насосы должны обладать способностью изменять подайу в тре-
буемом диапазоне регулирования /? = Qmax/Qmin = 24-3.

Давление на выходе иасосов зависит от гидравлического со-
противления циркуляционной системы (см. рис. Х.1) и равно
сумме гидравлических потерь в ее отдельных элементах

Ри =	— Рл + Рк + Рд + Рзп-	(Х-3)

Потери напора в элементах циркуляционной системы опре-
деляют из справочников, по графикам или расчетным путем.

Потери напора рг (в Па) при перекачивании раствора зави-
сят от плотности, вязкости и скорости раствора, шероховатости
стенок труб и вычисляются по формуле Дарси — Вейсбаха

/о2

И=Мр-^

(Х.4)
где — безразмерный коэффициент гидравлических сопротив-
лений (в турбулентном режиме для движения воды по сталь-
ным трубам Хв = 0,018-т-0,020; для раствора Хр=0,018-^-0,025;
для практических расчетов можно принимать ХР = 0,02); рр —
плотность раствора, кг/м3; Ц — длина трубопровода, м; d —
внутренний диаметр трубопровода, м; исР — средняя скорость
течения раствора, м/с

«ср= ^-«1,27-^.	(Х.5)

nd2	d2

Формулу (Х.5) можно представить в общем виде

Рн = £рр<?с.	(Х.6)

где £—суммарный коэффициент гидравлических сопротивле-
' ний циркуляционной системы, м-4 (зависит от глубины сква-
жины и ее конструкции).

Давление на выходе насосов изменяется пропорционально
квадрату их суммарной подачи Qc, плотности р и коэффици-
енту гидравлических сопротивлений

Гидравлические сопротивления циркуляционной системы
могут быть разделены на две категории: 1) изменяющиеся
с глубиной скважины — в трубах рт и затрубном кольцевом
пространстве рзп; 2) не изменяющиеся с глубиной скважины —
в наземной линии рл, в утяжеленных бурильных трубах рУбт и
на долоте рд.

Регулирование подачи Qc и давления рн ограничено харак-
теристикой привода, мощностью насосов и прочностью элемен-
тов насоса и напорной линии.

Полезная суммарная мощность Nc (в кВт) насосов явля-
ется функцией суммарной подачи Qc (в л/с) и давления рн
(в МПа)

= QcPh1	(Х-7)

Поскольку в процессе бурения гидравлические сопротивле-
ния переменны, полезная мощность насосов будет зависеть от
подачи [см. формулу (Х.5)]

Лс = й>р<?®	(Х.8)

или от давления

(£Рр)0’5 ‘

(Х.9)

Так как диаметр скважины изменяется ступенчато в зави-
симости от ее конструкции, для выбора характеристик насосов
312
и двигателей необходимо знать пределы ступенчатого и бессту-
пенчатого регулирования подачи Qc и давления рн в каждом
интервале.

При проектировании новых или модернизации существую-
щих насосных комплексов сначала выбирают вероятные типо-
вые конструкцию скважины, компоновку бурильной колонны и
режим бурения, для которых затем определяют исходные пара-
метры насосного комплекса.

Изменение подачи Qc, давления рв и полезной мощности Nc
по глубине четырехступенчатой скважины приведено на рис. Х.4
(заштрихована область неиспользуемой полезной мощности).

На рис. 4, а приведена конструкция скважины.

Ступенчатое регулирование рн и Nc достигается изменением
диаметров цилиндровых втулок поршней и сечения насадок до-
лота (см. рис. Х.4, б); изменение этих же параметров при бес-
ступенчатом регулировании подачи Qc в каждом интервале бу-
рения показано на рис. Х.4, в.

На первом интервале до точки 1 (см. рис. Х.4, г) для обес-
печения необходимой подачи работают параллельно два на-
соса, но их полезная мощность не может быть использована
полностью, так как гидравлические сопротивления рк<ра. Вто-
рой интервал 1—2 можно бурить также двумя насосами, но
при меньшей подаче, определяемой скоростью восходящего по-
тока раствора в затрубном пространстве. В этом интервале
мощность двух насосов полностью используется только в конце
бурения этого интервала (в точке 2.). Давление рН2_2 достигает
предельного значения, которое могут развивать насосы при вы-
бранных диаметрах цилиндровых втулок. Третий и четвертый
интервалы в связи с уменьшением диаметра скважины и по-
дачи можно бурить одним насосом; второй насос находится
в резерве, что значительно повышает вероятность безотказной
работы P(t) насосного комплекса.

На рис. Х.4, г приведена доля времени t (в %) на бурение
каждого интервала. Например, доля времени бурения первого
и второго интервалов составляет 22 %, тогда как на бурение
третьего и четвертого интервалов затрачивается 78 % общего
времени бурения скважины.

Зная вероятное время работы комплекса и его параметры,
можно обосновать число насосов в комплексе или требуемую
среднюю наработку насоса на отказ. В зависимости от глубины
бурения, конструкции скважины, техники бурения, свойств бу-
римых пород и других факторов время бурения каждого интер-
вала будет различно, но мощность насосного комплекса и гиб-
кость его характеристик во всех случаях должны обеспечить
эффективность бурения. Чтобы избежать осложнений в стволе
скважины, максимальные значения подачи для каждого интер-
вала не должны приводить к недопустимо высоким скоростям
движения раствора в кольцевом пространстве.

Режим использования насосов зависит от условий бурения
и гибкости их силового привода. За расчетный режим может
быть принята зависимость, приведенная на рис. Х.4, в.

§ 3.	ВЫБОР ЧИСЛА НАСОСОВ И СТРУКТУРНОЙ СХЕМЫ
НАСОСНОГО КОМПЛЕКСА

Определив исходные параметры и типовые режимы работы на-
сосного комплекса, на основе анализа технических, экономиче-
ских и других факторов выбирают число насосов и разрабаты-
вают структурную схему насосного комплекса буровой уста-
новки.

В насосном комплексе может быть использовано несколько
вариантов:

один насос мощностью, необходимой для всех случаев бу-
рения типовой скважины;

два насоса, каждый из которых рассчитан на половину мак-
симальной мощности при бурении; в начале бурения, когда
требуется обычно максимальная мощность, работают парал-
лельно два насоса, в остальное время один из насосов остается
в резерве;

насосы могут использоваться параллельно или последова-
тельно.

На выбор числа насосов в насосном комплексе буровой ус-
тановки влияют следующие факторы: для увеличения диапа-
зона регулирования подачи и повышения безотказности комп-
лекса целесообразно иметь несколько параллельно работающих
насосов, однако уменьшение их числа в комплексе снижает экс-
плуатационные расходы вследствие уменьшения потребности
в быстроизнашивающихся деталях.
Конструктор должен дать ответ на вопрос о том, какая
в каждом случае должна быть структурная схема насосно-цир-
куляционного комплекса и какое число насосов должно вхо-
дить в его состав.

Надо иметь в виду, что отказ насосов и прекращение цир-
куляции ведут к прекращению выполнения основной про-
изводительной функции буровой установки — углубления сква-
жины.

Если длительность остановки насосов невелика и не ведет
к значительному снижению эффективности, то это допустимо.
Поэтому в буровых передвижных установках, предназначенных
для бурения неглубоких геологоразведочных скважин, приме-
няют один насос. Вся установка может быть быстро заменена
другой, а отказавшая может быть отправлена на ремонтную
базу. Если это невозможно, то насос можно быстро заменить
другим, так как его масса небольшая и транспортировка не-
сложна.

В установках для глубокого бурения большая масса насоса
и сложные трансмиссии не позволяют останавливать бурение
для смены и сложных ремонтов насосов; длительный простой
может привести к осложнениям в скважине. Поэтому с точки
зрения безопасности применяется резервирование с минималь-
ным числом насосов.

Практика- показывает, что наиболее эффективна установка
двух насосов с суммарной максимальной мощностью, достаточ-
ной для бурения скважины в ее начальной стадии с небольшой
затратой времени, в этом случае, как было показано выше, ре-
зервирование необязательно.

Мощность каждого из насосов должна быть достаточной для
эффективного бурения конечных интервалов скважины, зани-
мающих наибольшее время; в этом случае резервирование не-
обходимо. При наличии двух насосов их используют и для од-
новременной работы, но на пониженных режимах, что благо-
приятно влияет на их долговечность.

Установка трех мощных насосов обеспечивает 100 %-ноере-
зервирование, но ведет к большим затратам на эксплуатацию
оборудования, а использовать три маломощных насоса, кото-
рые должны работать одновременно, нерационально, так как
это ведет к большому расходу быстроизнашивающихся деталей
и экономически нецелесообразно.

Надежность работы насосного комплекса может быть оце-
нена вероятностью безотказной работы P(t), выраженной в виде
десятичной дроби, показывающей вероятное или ожидаемое
число насосов, которые будут безотказно функционировать
в течение требуемого периода времени или наработки t.

Насосы могут работать в комплексе параллельно, последо-
вательно и комбинированно (рис. Х.5); при этом вероятность
безотказной его работы будет различна даже при одинаковых
показателях надежности насосов.
Если аварийная ситуация при параллельной работе двух
насосов одинаковой мощности (см. рис. Х.5, а) является ре-
зультатом отказа обоих насосов или одного из них, то количе-
ственный показатель безотказности будет

Р(02=1-^2	(Х.Ю)

или при q = q\ = q2

P(t) = \ — q2.	(X.ll)

а ,	а	В

Б	Б	Т

Рис. Х.5. Структурные схемы насосных комплексов:

а — параллельная работа двух насосов со 100 %-ным резервированием; б — параллель-
ная работа трех насосов; в — последовательная работа двух насосов (третий в резерве);
А и Б — вход и выход бурового раствора

При параллельном соединении z насосов показатель безот- |
казности насосного комплекса	1

z	j

p(oz=i-H>,	(х-12) I

>=i	я

где z—число насосов; q\, q?,   , ^ — вероятность отказа каж- |
дого насоса в течение заданной наработки t.	|

В этом случае увеличение числа параллельно работающих 1
насосов повышает надежность насосного комплекса.	|

Вероятность безотказной работы насоса зависит от надеж- 1
ности его элементов и наработки на отказ t (рис. Х.6). Вели- 1
чина t принимается по статистическим данным и должна быть |
не менее продолжительности работы долота.	|

При последовательной работе двух насосов (см. рис. Х.5, в) 1
или параллельном соединении двух или более маломощных на- |
316	1
сосов (см. рис. Х.5, б) отказ одного из них ведет к отказу комп-
лекса



или при q = qi = q2

Р (02 = 1 - 2q + q*.

При последовательном соединении z

Р(0г = П(1-%)-

1=1

Если при параллельной работе
двух насосов их мощность подобрана
так, что отказ одного насоса и безот-
казная работа второго ведут к отказу
комплекса, то показатель безотказно-
сти будет

Р(<2) = (1-?1)(1-<72)	(Х.16)

Рис. Х.6. Зависимость вероятности безотказ-
ной работы от наработки деталей насоса:
/ — клапана; 2 — втулки цилиндра; 3 — штока; 4 —
манжеты поршня

(x:i3)

(Х.14)

насосов

(Х.15)

На основе анализа всех факторов устанавливают наиболее
надежную и экономичную структуру насосного комплекса. На-
пример, для континентальных буровых установок при бурении
скважин глубиной от 2 до 8 тыс. м предусмотрено применение
двух насосов.

Время работы на каждом интервале и режиме зависит от
механической скорости бурения, его можно принимать по ре-
зультатам обработки промысловых или опытных данных.

Время работы Та насосного комплекса может быть опреде-
лено из выражения

7’H = S7’6i+S7’pi + 2 7’4f,	(Х.17)

где ХТбг и STpv—сумма машинного времени соответственно на
вращение долота при бурении и расширении каждого интервала
скважины, ч; ХТщ— время работы насосов для восстановления
циркуляции и выравнивания плотности раствора S7’4i=(0,024-
4-0,03)2:764.

Зная требуемое время бурения каждого интервала сква-
жины и вероятный ресурс насосов, можно всегда оценить ве-
роятность их безотказной работы.

§ 4.	ВЫБОР ТИПА, ПАРАМЕТРОВ

И КОНСТРУКЦИИ «АСОСА

Буровые насосы — основные потребители энергии (70—80 %)•
В настоящее время имеются буровые насосы мощностью от 300
до 2000 кВт. Для каждого класса буровой установки насос дол-
жен иметь определенные мощность, подачу и давление.
Насосы устанавливают на расстоянии до 100 м от устья
скважины под навесом или в разборном укрытии. Они рабо-
тают при температуре воздуха ±50 °C; температура перекачи-
ваемого бурового раствора изменяется от —1 до +80 °C, а из-
менение его качества может происходить в процессе бурения
одной скважины. Насос должен обладать способностью само-
всасывания и в нормальных условиях работать с подпорным
центробежным насосом, создающим давление до 0,4 МПа.

Буровой насос должен быть приспособлен для ступенчатого
изменения подачи в процессе бурения в 2—3 раза. Вместе с тем
он должен обладать способностью кратковременно развивать
необходимое давление для продавки частиц выбуренной по-
роды, осевших в затрубном пространстве, трубах или при обра-
зовании сальников во время остановок бурения.

Время работы насоса колеблется от 30 мин до 200 ч и более
в зависимости от длительности работы долота. Продолжитель-
ность периодических технологических остановок. может состав-
лять 3—15 мин для наращивания бурильной колонны и 10 ч и
более для спуска и подъема долота с больших глубин или
спуска обсадных колонн.

Насос должен быть удобным в эксплуатации, допускать
быструю смену быстроизнашивающихся деталей — поршней,
штоков, цилиндровых втулок, сальников, клапанов и др. Дол-
говечность его без капитального ремонта должна составлять
10 000 ч.

Масса, габаритные размеры и конструкция насоса должны
допускать его транспортировку при помощи промысловых тран-
спортных средств в пределах промысла, а иногда и на расстоя-
ние до 100 км; для этого насосы снабжаются жесткой рамой-
салазками.

Центробежные многоступенчатые насосы не используются,
так как они не могут создавать повышенное давление для про-
давки и восстановления циркуляции в скважине.

Роторные насосы объемного типа не нашли применения
ввиду непригодности для работы на абразивных жидкостях,
а диафрагменные объемные насосы-—вследствие неработоспо-
собности диафрагм на давлениях жидкости выше 1,5 МПа.
Прямодействующие паровые насосы не применяются, так как
они имеют низкий к. п. д. и, кроме того, их паровые котлы
трудно обеспечить чистой водой.

Многолетней практикой бурения глубоких скважин установ-
лено, что требованиям технологии проводки удовлетворяет
только поршневой горизонтальный насос. На практике при глу-
боком бурении применяют поршневые насосы с приводной мощ-
ностью 32, 50, 80, 125, 190, 235, 300, 375, 475, 600, 750, 950, 1180
и 1840 кВт (ГОСТ 6031—81), с максимальной подачей 40—
50 л/с, развивающие максимальное давление 90—105 МПа при
минимальных подачах. Регулирование подачи насоса от 5—
20 л/с до максимальной осуществляется ступенчато сменой
поршней и цилиндровых втулок различных диаметров (от 108
до 200 мм).

Сочетание подачи и давления при каждом режиме должно
соответствовать выражению pHtQCi = idem. Уменьшения подачи
ниже номинальной можно достичь снижением числа ходов
поршней, регулируя частоту вращения двигателей.

Глава XI

КОНСТРУИРОВАНИЕ БУРОВЫХ НАСОСОВ

И ИХ ЭЛЕМЕНТОВ

§ 1.	ВЫБОР СТРУКТУРНОЙ СХЕМЫ НАСОСА

Следующим этапом проектирования является разработка кон-
струкции насоса, которая начинается с выбора его принципи-
альной структурной схемы.

Для вращательного бурения с непрерывной циркуляцией рас-
твора применялись поршневые насосы с различными структур-
ными схемами: прямодействующие (паровые двухстороннего
действия двухпоршневые); приводные (двухстороннего действия
двух- и трехпоршиевые; одностороннего действия с тремя, пятью
и шестью поршнями и цилиндрами; последовательного действия
двухпоршневые).

В настоящее время ведутся работы и поиски наилучшего ре-
шения этой сложной технической задачи с целью создания бо-
лее надежного и долговечного насоса высокого давления, удов-
летворяющего всем требованиям бурения.

В настоящее время широко применяются приводные поршне-
вые насосы различных конструкций. На смену паровым прямо-
действующим насосам пришли двухпоршневые насосы двухсто-
роннего действия и трехпоршневые одностороннего действия.
Несмотря на более сложную конструкцию, чем у прямодейству-
ющих паровых насосов, и большую неравномерность подачи,
эти насосы более экономичны и получили широкое распростра-
нение в буровых установках. Многопоршневые насосы не распро-
странены вследствие сложности эксплуатации, необходимости
расхода большого количества быстроизнашивающихся деталей
и затрат времени и средств на их смену.

Значительная пульсация мгновенной подачи является резуль-
татом преобразования вращательного движения в возвратно-по-
ступательное, осуществляемое кривошипно-шатунным механиз-
мом. Для уменьшения вредного влияния пульсации подачи эти
насосы применяют с компенсаторами, амортизирующими коле-
бания.

Попытки применения трехпоршневых насосов двухстороннего
действия, у которых подача намного равномернее, чем у двух-
поршневых, не дали удовлетворительных результатов. С появ-
лением более совершенных диафрагменных компенсаторов, обес-
печивающих высокую равномерность подачи, эти насосы поте-
ряли свое преимущество.

Для улучшения равномерности подачи делались попытки ис-
пользовать многоплунжерные насосы, однако при перекачке бу-
рового раствора они также не дали удовлетворительных резуль-
татов, так как плунжеры и сальники плохо работали на буровом
растворе при высоких давлениях, а смена их весьма сложна.

Попытка замены в шестиплунжерном оппозитном буровом
насосе одностороннего действия плунжеров на поршни оказа-
лась более эффективной. Преимущества этого насоса — относи-
тельно высокая равномерность подачи (колебания мгновенной
подачи ~15 %), возможность легкой смены поршней, клапанов
и втулок и отсутствие сальников штоков. Однако необходи-
мость иметь на буровой два насоса с таким же, как у трех- и
'двухпоршневых насосов двойного действия, числом деталей
явилась причиной того, что эти насосы не получили распро-
странения.

В настоящее время широко используются только двухпорш-
невые насосы двухстороннего действия и трехпоршневые одно-
стороннего действия с числом двойных ходов 35—180 в 1 мин и
длиной хода до 0,3 м у трехпоршневых, 35—90 ходов в 1 мин и
длиной хода до 0,5 м у двухпоршневых при диаметре цилинд-
ровых втулок 120—200 мм.

Срок службы (в ч) деталей насоса составляет: поршней
100—200, штоков 150—220, цилиндровых втулок 200—300 и кла-
панов 300—400. Срок износа этих деталей и удобство смены
имеют большое значение.

Эффективность различных структурных схем насосов должна
определяться простотой конструкции, ее технологичностью, чис-
лом быстроизнашивающих деталей, вероятностью безотказной
работы, массой, к. п. д. и пр.

Трехпоршневые насосы одностороннего действия практически
выполняются по одной схеме (рис. XI.1,а), двухпоршневые
двухстороннего действия — с трансмиссионным валом на двух
(рис. XI.1,6—а) и четырех (рис. XI.1,6) опорах и с различными
конструкциями коренных валов: эксцентриковым с двумя зубча-
тыми передачами (см. рис. XI.1,6); пальцевым (см. рис. XI.1, в),
у которого опоры вала размещены рядом с зубчатым колесом,
а шатуны укреплены консольно на пальцах; эксцентриковым
с одной зубчатой передачей между эксцентриками и кривоши-
пом (см. рис. XI, 6), зубчатая передача которого расположена
между опорами, а шатуны укреплены на шейках кривошипов.
Более компактные конструкции и меньшую массу имеют на-
сосы, выполненные по схеме рис. XI.1, г.

Для оценки преимуществ и недостатков насосов можно со-
ставить таблицы чисел быстро изнашивающихся деталей, харак-
теристик насосов и других параметров, на основе анализа ко-
торых принимается решение о конструктивной схеме насоса.
Рис. XI. 1. Принципиальные схемы буровых поршневых насосов:

1 — компенсатор; 2, 3 — коллекторы выходной н входной; 4, 5 — клапаны всасывающий н нагнетательный; б — цилиндрово-поршневая
7 —шток поршня; в —ползун; 9 — шатун; 10 — вал коренной; 11— шкнв; 12 — редуктор зубчатый; 13 — вал трансмиссионный

11 Заказ № 1379
Таблица XI. 1 Сравнительная характеристика буровых поршневых насосов
с различными структурными схемами

	Двух- поршне* вые	Трехпоршневые		Шести- поршне- вые	Двух- поршне- вые последо- ватель- ного действия
Показателя	двухстороннего действия		одностороннего действия		
	Угол смещения кривошипов, градус				
	90	120	120	60	120
Число камер нагнетания Колебание подачн, %: выше среднего ниже среднего полная амплитуда  Удельная масса, кг/кВт	4  24 21—32 45—56 25—28	6  5—7  9—22 14—29 20—22	3  5—12  9—16  14-28  10—15	6  6  9  15 13—15	4  22  25  47 24—26

Таблица XI. 2 Число быстроизнашивающихся деталей гидравлической части
буровых насосов различных типов

Сравнительная характеристика насосов приведена в табл.
XI.1, а в табл. XI.2 представлены данные о числе быстроизна-
шивающихся деталей трех- и двухпоршневых насосов.

Из этих таблиц видно, что наибольшими преимуществами
обладают трехпоршневые насосы одностороннего действия.

По сравнению с двухпоршневыми насосами двухстороннего
действия трехпоршневой насос одностороннего действия обеспе-
чивает почти в 2 раза меньшую неравномерность подачи и в со-
четании с диафрагменным компенсатором пульсации дает
весьма высокие результаты. Такие трехпоршневые насосы имеют
лучшее соотношение числа сменных быстроизнашивающихся де-
талей. Возможность быстрой смены поршней и втулок со значи-
тельно меньшей массой, чем у двухпоршневых, делает эти на-
сосы более удобными в эксплуатации, а меньшая в 1,5—2 раза
322
масса обеспечивает лучшие их монтажеспособность и транспор-
табельность, что очень важно, особенно для мощных насосов
большой массы.

§ 2.	КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРИВОДНЫХ НАСОСОВ

Приводные насосы состоят из двух основных частей — гид-
равлической и трансмиссионной. Конструкции этих насосов до-
вольно разнообразны, но отдельные их элементы выполняются
однотипно. Например, трансмиссионная часть трехпоршневого
насоса отличается от таковой в двухпоршневом насосе тем, что
коренной вал в первом случае имеет три эксцентрика или кри-
вошипа, а во втором два.

Гидравлические части отличаются числом цилиндров, порш-
ней, клапанов й их расположением. Существенным отличием гид-
равлической, части трехпоршневого насоса от двухпоршневого
является то, что этот насос не имеет камеры со штоком и уплот-
няющего сальника, что не только упрощает его конструкцию, но
и исключает износ штока и облегчает эксплуатацию, так как не
надо подтягивать и менять сальники и изношенные штоки.
Кроме того, зеркало цилиндра со стороны коренного вала от-
крыто, поэтому его можно обмывать, охлаждая, смазывая и очи-
щая от бурового раствора.

Как трех-, так и двухпоршневые буровые насосы имеют оди-
наковые схемы трансмиссий, крепятся на салазках для пере-
возки на промыслах. На рис. XI.2 показан трехпоршневой на-
сос одностороннего действия с литой станиной.

На рис. XI.3 показан двухпоршневой насос двухстороннего
действия. Гидравлическая часть насоса состоит из стальных ли-
тых или кованых клапанных коробок, входного и выходного кол-
лекторов.

В клапанной коробке установлены всасывающие и нагнета-
тельные клапаны. Гидравлическая часть присоединяется к ста-
нине приводной части на шпильках. Каждый клапан имеет
крышку для его осмотра и смены.

Основные характеристики поршневых буровых насосов, при-
меняемых в СССР и США, приведены в табл. XI.3, а основные
параметры буровых насосов по ГОСТ 6031—81 (СТ СЭВ
2448—80)—в табл. XI.4.

После того как выбраны параметры и основная схема на-
соса, необходимо скомпоновать гидравлическую и трансмиссион-
ную части в плане и по вертикали.

В двухпоршневых насосах двухстороннего действия клапаны
располагают с внешней стороны цилиндров, что позволяет сбли-
зить оси цилиндров и уменьшить ширину насоса. В этом случае
ширину станины насоса определяет не гидравлическая, а его
трансмиссионная часть.

В трехпоршневых насосах одностороннего действия клапаны
можно располагать только перед цилиндрами, так как боковое
Рис. XI.2. Трехпоршневой насос одностороннего действия мощностью 600 кВт:

а —общий вид; б —продольный разрез: / — компенсатор; 2— выходной коллектор; 3 — гидравлическая коробка; 4 — компенсатор всасывающий;
5 — коллектор входной; 6, 7 — клапаны всасывающий и нагнетательный; 8 —насос смазочный; 9 — поршень со штоком; 10 — ползун: 77-
вал корённой с шатунами; 12 — станина; 13 — трансмиссионный вал
Таблица XI.3 Характеристика поршневых иасосрв одностороннего действия и двухпоршиевых насосов двухстороннего действия

Параметры	ВЗБТ (СССР)		Уралмашзавод (СССР)						Фирма «Нэйшенл» (США)			
	БРН-1	НБТ-600	У8-6МА2	У8-7МА2	УНБТ-800  НБ-45-320-750	УНБТ-950	УНБТ-1180	УНБ-1250	8-Р-80	9-Р-100	10-Р-130	12-Р-160
Мощность, кВт: полезная	330	540	500	700	720	855	1060	1060	530	660	860	1060
приводная	365	600	585	825	800	950	1180	1180	590	740	960	1180
Число цилиндров	2	3	2	2	3	3	3	2	3	3	3	3
Число камер	4	3	4	4	3	3	3	4	3	3	3	3
Число двойных ходов поршня в 1 МИИ	72	135	66	66	135	125	125	60	160	160	140	120
Длина хода поршня, м	0,3	0,25	0,4	0,4	0,25	0,3	0,3	0,45	0,216	0,235	0,254	0,305
Диаметр цилиндровых втулок, м: наибольший	0,18	0,18	0,20	0,20	0,18	0,18	0,18	0,20	0,158	0,158	0,158	0,184
наименьший	0,13	0,12	0,13	0,14	0,13	0,14	0,14	0,14	0,108	0,114	0,133	0,140
Подача иасоса, л/с: наибольшая	34,8	42,9	51,6	50,9	41,4	46,0	46,0	51,4	34,4	34,9	34,7	48,7
наименьшая	16,4	19,1	19,7	22,7	28,4	28,8	28,8	26,7	15,3	18,1	24,1	28,0

Идеальная подача на 1 оборот кривошипного вала, л:  наибольшая	28,5	19,0	46,2	46,2	18,4	23,1	22,1	51,4	12,8	13,95	15,01	24,35
наименьшая	13,95	8,4	17,3	20,6	9,95	13,8	13,8	26,7	—	—	10,64	14,0
Давление нагнетания, МПа: наименьшее	9,8	11,3	10,0	14,2	17,0	19,0	24,0	21,0	16,0	19,6	25,2	22,4
наибольшее	20,0	25,0	25,0	32,0	32,0	32,0	40,0	40,0	34,6	38,0	36,0	39,0
Диаметр штока, мм	65	56	70	80	70	60	60	85	—	—	—	—
Частота вращения трансмиссионного вала, об/мин	300	425	327	337	412	566	566	268	395	400	400	413
Передаточное отношение редуктора иасоса	4,148	3,152	4,92	5,11	3,05	4,53	4,53	4,42	2,463	2,658	2,853	3,439
Нагрузка на шток, кН	270	290	300	446	430	490	615	660	290	385	470	620
Диаметр клапана, мм	115	145	145	145	135	145	145	145	143	143	143	168
Диаметр трубопровода, мм: всасывающего	200	200	275	275	230	230	230	230	204	204	204	254
нагнетательного	95	195	100	125	100	100	100	100	102	102	102	127
Габариты, м: длина	4,16	4,40	5,10	5,34	4,47	5,55	5,55	6,74	4,10	4,48	4,74	5,31
ширина	2,42	2,72	3,00	3,34	2,98	3,25	5,10	3,89	2,38	2,51	2,72	2,89
высота	2,71	2,64	3,30	3,40	2,20	3,25	3,40	3,40	1,52	1,62	1,70	1,90
Масса насоса без шкива, т	13,2	19,0	26,7	33,7	22,4	22,7	23,5	47,2	12,09	15,0	19,3	24,8

Таблица XI.4. Основные параметры' буровых насосов по ГОСТ 6031—81
(СТ СЭВ 2448—80)

Типоразмер	Класс	Наибольшая подача, л/с	Наибольшее давление на выходе, МПа	Мощность насоса, кВт	
				полезная	прнводнан
НБ-32	1	9	4,0	25	32
НБ-50	2	11	6,5	40	50
НБ-80	3	14	10,0	63	80
НБ-125	4	18	16,0	100	125
НБ-190	5	22		150	190
НБ-235	6	28	20,0	190	235
НБ-300	7	35		235	300
НБ-375	8	35		300	375
НБ-475  НБ-600	9  10		25,0	375  475	475  600
НБ-750  НБ-950	11  12	45	32,0	600  750	750  900
НБ-1180	13	-	40,0	950	1180
НБ-1840	14/15	40/20	70/105	1600	1840

расположение клапанов среднего цилиндра увеличит ширину на-
соса. Ширину станины трехпоршневого насоса всегда определяет
его трансмиссионная часть.

§ 3.	ТРАНСМИССИОННАЯ ЧАСТЬ НАСОСА

Трансмиссионная часть бурового насоса — это устройство, пре-
образующее вращательное движение ведущего трансмиссион-
ного вала в возвратно-поступательное движение поршней и сни-
жающее частоту вращения коренного вала.

Трансмиссионная часть буровых насосов смонтирована в ли-
той или сварной станине и состоит из коренного вала в сборе
с зубчатым Колесом, трансмиссионного вала с шестерней и шки-
вом или звездочкой, шатунов, ползунов и промежуточных што-
ков.

Конструктивная схема трех- и двухпоршневых насосов, как
указывалось, определяет их ширину и массу.

При небольшой мощности бурового насоса (200—300 кВт)
схема его трансмиссионной части не имеет большого значения,
так как небольшая масса не влияет на его монтажеспособность.
Для насосов больших мощностей масса не только увеличивает
их стоимость, но и снижает монтажеспособность, поэтому для
мощных насосов необходимо выбирать схему, обеспечивающую
их минимальную массу.

На рис. XI.4 приведены типовые схемы трансмиссионных ча-
стей буровых насосов.

На рис. XI.4, а приведена схема двухпоршневого насоса с ко-
ренным коленчатым валом, смонтированным на двух опорах,

Рие. XI.4. Схемы трансмиссионных частей буровых иасосов:

/ — коренной вал; 2 — кривошипы или эксцентрики; 3 — трансмиссионный вал; 4 — зуб-
чатая передача; 5 — шкив прнводной; 6 — подшипник шатуна

размещенных между зубчатым колесом и консольными криво-
шипами, на которых расположены шатуны. Наличие щек криво-
шипов увеличивает ширину насоса и длину трансмиссионного
вала, смонтированного на четырех опорах. Для обеспечения
жесткости трансмиссионный вал смонтирован на четырех опо-
рах, что усложняет конструкцию и изготовление.
Ширина станины насоса может быть уменьшена, если щеки
кривошипов разместить внутри подшипников коренного вала
(рис. XI.4, б). На торцах коренного вала большого диаметра
смонтированы пальцы, на которых укреплены на подшипниках
мотылевые головки шатуна. Диаметр шеек коренного вала и
внутренний диаметр его подшипника в этой конструкции
должны быть больше хода поршня. Шатуны в этом случае мон-
тируются на подшипниках с возможно меньшим внутренним
диаметром.

Наименьшая ширина насоса и наибольшая жесткость креп-
ления вала и шатунов обеспечиваются коренным валом с креп-
лением шатунов на эксцентриках (рис. XI.4,в). В этой конструк-
ции длина коренного вала определяется шириной зубчатого ко-
леса, головок шатунов и опор вала в корпусе; расположение
шатунов между опорами лучше, чем в конструкциях с их кон-
сольным монтажом.

Недостатком такой схемы является то, что внутренний диа-
метр подшипника вала должен быть больше двойного эксцент-
риситета е, т. е. хода поршня. При длинноходных насосах раз-
меры подшипников становятся очень большими.

Применение опор скольжения в мотылевых головках шату-
нов меняло конструкцию, но не обеспечивало требуемой долго-
вечности. Только создание подшипников качения большого диа-
метра дало удовлетворительные результаты. На рис. XI.4, г по-
казана схема трансмиссионной части трехпоршневого насоса
с креплением шатунов на эксцентриках.

Установка трех шатунов на коренном валу сократила число
возможных решений при использовании подшипников качения
ввиду сложности монтажа неразъемного кольца среднего под-
шипника. Поэтому в таких насосах целесообразно применять
схему, в которой опорные подшипники расположены на концах
коренного вала, аналогично схеме на рис. XI.4, в.

Эксцентрики устанавливают на разном расстоянии по осям
цилиндров, трансмиссионный вал крепят на двух опорах. Необ-
ходимая жесткость этого вала обеспечивается увеличением его
диаметра.

В современных насосах стремятся создать более компактную
конструкцию, особенно приводной части, в основном определяю-
щую массу и ширину насоса.

Масса и габариты современных двухпоршневых горизонталь-
ных буровых насосов двухстороннего действия мощностью 700—
1000 кВт намного меньше, чем масса и габариты менее мощных
насосов старых конструкций. Это достигнуто в результате усо-
вершенствования приводной части и увеличения числа ходов
в 1 мин от 50 до 65; масса трехпоршневых насосов односторон-
него действия на 30—35 % меньше массы двухпоршневых такой
же мощности.

На рис. XI.5, а показана конструкция трансмиссионной ча-
сти двухпоршневого насоса. Трансмиссионный вал смонтирован
Рис. XI.5. Трансмнсснонная часть
двухпоршневого насоса:

а — вил в разрезе с коренным кривошип-
ным валом и консольным креплением ша-
тунов; б — сборка коренного вала; 1 —•
трансмиссионный вал; 2 — шатун; 3 — ко-
ренной вал; 4 — опора вала; 5 — зубчатая
передача

йа двух опорах, привод коренного вала осуществляется косозу-
бой цилиндрической передачей. Коренной вал и мотылевые го-
ловки шатунов установлены на двух сдвоенных конических ро-
ликовых подшипниках.

На рис. XI.5, б приведен коренной вал в сборе двухпоршне-
вого насоса. Привод коренного вала осуществляется косозубой
передачей. Коренной вал пустотелый, литой с двумя эксцентри-
Рис. XI.6. Трансмиссионная часть
трехпоршневого бурового насоса:
а — продольный разрез; б — общий вид;
1 — зубчатое колесо; 2, 14 — эксцент-
рики коренного вала; 3, 6, 13 — сек-
торы крепления подшипников шатунов;
4 — шатуи; 5 — подшипник шатуна;
7 — стакан; в — подшипник коренного
вала; 9 — вал; 10 — подшипник транс-
миссионного вала; //—трансмиссион-
ный вал: 12 — шестерня
ками укреплен в корпусе на двух подшипниках, установленных
на корцах вала.

Трансмиссионная часть трехпоршневого насоса представлена
на рис. XI.6, а. Коренной вал состоит из трех частей, соединен-
ных сваркой. Он смонтирован в корпусе на двухрядных кониче-
ских роликоподшипниках, а шатун — на двухрядных сфериче-
ских роликоподшипниках. Такой монтаж позволяет некоторую

/ 2	3 4 5 6

Рис. XI.7. Поперечный разрез по головкам шатунов трансмиссионной части
трехпоршневого насоса:

1 — подшипник трансмиссионного вала; 2 — вал трансмиссионный; 3 — ползун; 4 — на-
кладка ползуна; S — ось ползуна; 6 — подшипник роликовый; 7 — шатун

еамоустановку шатуна при перекосе осей пальца головки ша-
туна и коренного вала. Эксцентрики с шатунами расположены
иа равных расстояниях по осям цилиндров.

На рис. XI.6, б приведен внешний вид трансмиссионной ча-
сти трехпоршневого насоса с литым коренным валом и шеврон-
ной зубчатой передачей.

Мотылевые головки шатунов неразъемные, смонтированы на
подшипниках качения, которые фиксируются от осевых переме-
щений полукольцами, укрепленными на болтах.

В иасосах небольшой мощности передача между трансмис-
сионными и коренным валами осуществляется иногда многоряд-

ной цепью. При большой неравномерности подачи насоса цеп-
ные передачи работают хуже зубчатых, поэтому подобная кон-
струкция может применяться при высококачественных цепях,
рассчитанных с большим запасом прочности и выносливости.

Сечения по осям головок шатунов и трансмиссионного вала
трехпоршневого насоса показаны на рис. XI.7. Головки шату-
нов смонтированы на осях на роликоподшипниках с длинными
цилиндрическими роликами. Ползуны и их накладки цилиндри-
ческие.

На рис. XI.8 показана трансмиссионная часть трехпоршне-
вого насоса в разобранном виде с литым эксцентриковым ко-
ренным валом, шевронной зубчатой передачей и разъемными
шатунами. В настоящее время головки шатунов чаще делают
неразъемными и монтируют их на подшипниках качения.

После того как выбрана схема и намечено конструктивное
решение трансмиссионной части насоса, разрабатывают ее
эскизный проект и проводят проектировочный расчет деталей на
прочность, определяют требуемую динамическую грузоподъем-
ность подшипников качения и выбирают их типы и размеры. За-
тем приступают к разработке конструкций деталей трансмис-
сионной части.

§ 4.	КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ТРАНСМИССИОННОЙ ЧАСТИ

Станина является основной и наиболее сложной и дорогой де-
талью насоса. Она представляет собой металлический коробча-
тый корпус, в котором размещены все механизмы трансмисси-
онной части. К станине присоединяется на шпильках гидравли-
ческая часть насоса.

Станины изготовляют литыми из стали 35Л или высокопроч-
ных чугунов либо сварными из стального листа и профильного
проката. Преимущество стальной сварной станины по сравне-
нию со стальной литой или чугунной заключается в том, что при
одинаковой прочности первая может иметь мейыпие толщину
стенок и массу. Изготовление станины методом сварки из сталь-
ного проката не связывает конструктора требованиями литейной
технологии, позволяет рационально применять в каждом сечении
стальные элементы такой толщины, которая необходима и до-
статочна для обеспечения прочности и жесткости и обеспечи-
вает снижение массы. Для облегчения мощных насосов в на-
стоящее время применяют сварные станины, для менее мощ-
ных — литые из высокопрочных чугунов. Сварные станины более
сложны и трудоемки в изготовлении.

На рис. XI.9 показана сварная станина трехпоршневого бу-
рового насоса со всеми комплектующими деталями. Станина вы-
полнена из стальных листов и точечных и штампованных эле-
ментов. Крышки станины не связаны с крышками подшипников
валов, что уменьшает массу насоса. Корпусы подшипников не-
разъемные, люки станины закрываются крышками из тонколи-
стовой стали или литыми из чугуна или алюминия.
Внутренняя полость станины должна быть закрыта и сооб-
щаться с атмосферой через фильтр, находящийся в сапуне, уста-
новленном в верхней части. Приводная часть от гидравлической
изолируется сальником промежуточного штока, расположенным
в разделяющей стенке корпуса.

Рис. XI.9. Сварная стальная станина трехпоршневого бурового насоса:

1 — крышки люков; 2 — корпус станины; 3 — крышка подшипника; 4 — стакан подшип-
ника; 5 —накладка ползуна; 6 —замок стакана; 7 —крышка станины; S —люк; 9 —
сапун

В корпусе насоса для отвода тепла необходимо предусмат-
ривать масляную ванну. Вместимость ее зависит от мощно-
сти насоса (из расчета.0,3—0,4 л/кВт). Станина имеет указа-
тель уровня, заправочную горловину, сливное отверстие, трубку,
отводящую масло из сливного отверстия, и змеевик для охлаж-
дения масла летом или его подогрева зимой в районах с холод-
ным климатом.
При конструировании станины следует стремиться наряду
с прочностью обеспечить удобство монтажа всех элементов, их
осмотра, регулировки и ремонта, необходимо предусмотреть про-
стые формы деталей, удобство механической обработки и точ-
ность размеров станины.

Зубчатая передача предназначена для снижения частоты
вращения трансмиссионного вала и передачи вращения и мощ-
ности коренному валу.

Двигатели, приводящие буровые насосы, обычно имеют ча-
стоту вращения 700—1500 об/мин. Для снижения этих значений
между двигателем и коренным валом насоса ставят передачи,
редуцирующие частоту вращения в 5—20 раз. Такую редукцию
осуществлять в одной передаче нерационально, поэтому обычно
ее разбивают на две или три ступени. Первую (клиноременную)
передачу предусматривают между двигателем и трансмиссион-
ным валом насоса, а при больших мощностях — многорядную
цепную. Передаточное отношение их выбирают в пределах и==
= 2—3,5.

Вторую передачу встраивают непосредственно в насос между
трансмиссионным и коренным валами. В этой передаче приме-
няют цилиндрические зубчатые колеса — косозубые с углом на-
клона 6—10° или шевронные с эвольвентным зацеплением или
зацеплением Новикова. В насосах небольшой мощности иногда
применяют многорядные роликовые цепи или прямозубые зуб-
чатые колеса. Передаточное отношение этой пары выбирают
в пределах 2,5—5,5; модуль зубчатой передачи 8—14 мм. Зуб-
чатые венцы изготовляют из легированных хромоникелевых ста-
лей типа 40ХН или 38ХМ., шестерни — из сталей 40ХН,
38ХНЗМ.ФА и других марок с поверхностной закалкой зуба
ТВЧ до твердости 54—57 HRC.

Для косозубых передач на трансмиссионных и коренных ва-
лах устанавливают подшипники, воспринимающие осевые на-
грузки. При шевронных, прямозубых и цепных передачах осе-
вые нагрузки на опоры не возникают, но один из валов должен
обязательно допускать свободное осевое перемещение. Лучше
всего это осуществлять на трансмиссионном валу, как на менее
нагруженном и жестко не связанном с другими элементами на-
соса.

Трансмиссионный вал двухпоршневых буровых насосов боль-
ной мощности имеет обычно двух-, реже четырехопорную кон-
струкцию. На валу устанавливают один или два приводных
шкива. При одном шкиве подшипник противоположного конца
вала практически очень мало нагружен.

Как правило, буровые насосы имеют одностороннее направ-
ление вращения коренного вала, для чего на корпусе должна
быть указательная стрелка. Однако это условие не всегда можно
выдержать. Иногда длинные трансмиссионные валы монтиру-
ют на трех—четырех опорах для уменьшения прогибов. Такая
конструкция требует высокой точндсти изготовления станины.
В некоторых случаях при монтаже буровой установки требу-
ется размещать приводной шкив справа или слева от насоса
или устанавливать два шкива, для чего трансмиссионные валы
изготовляют с двумя консольными концами. Иногда применяют
одноконсольные валы, чтобы уменьшить габариты насоса.

Шестерня и вал представляют собой либо откованную за
одно целое деталь, либо отдельные детали, соединяемые на по-
садке с натягом и шпонками.

Кривошипно-шатунный- механизм — один из ответственных
элементов бурового насоса. Его конструкция должна быть не
только надежной и прочной, но и долговечной, простой в изго-
товлении, сборке и разборке в заводских условиях; эта часть
насоса должна быть настолько надежной, чтобы не требовалось
ее ремонта в полевых условиях.

Размеры конструкций отдельных элементов трансмиссионной
части определяются в основном выбранной величиной хода
поршня и передаваемыми усилиями.

Сечение тела в кованых точеных шатунах обычно принима-
ется круглым, в литых и штампованных для облегчения ша-
туна — двутавровым. Направляющие ползуны изготовляют с ци-
линдрическими сменными накладками.

Кривошипно-шатуиный механизм состоит из коренного
вала с зубчатым колесом и шатунами, ползунов и штоков пол-
зуна.

Коренной вал изготовляют кованым (коленчатый и криво-
шипный) и литым (эксцентриковый и пальцевый). Коленчатые
валы в крупных современных насосах не применяют.

Эта сборка состоит из вала, на который насажены эксцент-
рики или кривошипы и зубчатое колесо. В двухпоршневом на-
сосе кривошипы смещают на 90° друг относительно друга,
а в трехпоршневом на 120°. На мотылевых шейках кривошипов
монтируют головки шатунов на сдвоенных конических илн сфе-
рических роликоподшипниках, закрытых крышкой.

Коренной вал монтируют на двух опорах, состоящих из двух
сдвоенных конических или сферических роликоподшипников.
В последнее время чаще применяют коренные эксцентриковые
валы, обеспечивающие большую долговечность подшипника ша-
туна и позволяющие изготовлять насосы меньшей ширины.

Корпус коренного вала отливают из стали марки 35Л или
из легированных высокопрочных чугунов с добавкой никеля,
хрома, ванадия и других металлов. Зубчатый венец крепится на
болтах или посадке с натягом.

Большой диаметр пальцевых коренных валов позволяет за-
прессовать пальцы в отверстия, расточенные в его кропусе. Оси
и пальцы изготовляют из стали марки ЗОХГС. Мотылевые го-
ловки шатунов выполняют аналогично головкам шатунов кри-
вошипных коренных валов. Отсутствие опор на концах вала
позволяет осматривать мотылевые и коренные подшипники че-
рез боковые люки станины.
В опорах коренного вала применяют подшипники качения
роликовые двухрядные конические, сферические, игольчатые и
однорядные конические и цилиндрические. Сроки службы под-
шипников не менее 10000 ч, что соответствует (3—4)106 оборо-
там коренного и (12—20)106 трансмиссионного валов насосов
двухстороннего действия и в 2 раза больше для насосов одно-
стороннего действия.

Для коренного вала рекомендуются двухрядные конические
роликоподшипники, которые наилучшим образом соответствуют
конструкции, так как вал имеет небольшую длину и значитель-
ный диаметр. Мотылевые подшипники также следует выбирать
из числа двухрядных конических роликоподшипников, обеспечи-
вающих восприятие радиальных и осевых усилий и компакт-
ность конструкции.

На коренной вал бурового насоса действуют толчкообраз-
ные нагрузки, поэтому подшипники качения монтируются на
нем с предварительным натягом.

Для восприятия осевой нагрузки, создаваемой косозубыми
колесами, на трансмиссионном валу иногда используют двух-
рядные конические роликоподшипники, устанавливаемые на
конце, противоположном шкиву. Вблизи шкива устанавливают
подшипник с цилиндрическими роликами, воспринимающий
только радиальную нагрузку и допускающий осевое смещение.
Сферические подшипники устанавливают при длинных валах и
больших их прогибах.

На пальце ползуна в мощных насосах применяют одно- или
двухрядные игольчатые роликоподшипники, которые восприни-
мают большую нагрузку. Для удобства демонтажа подшипников
в конструкциях должна предусматриваться возможность захвата
каждого кольца подшипника съемником, для чего кольцо
должно выступать над поверхностью бурта или заплечика, в ко-
торый оно упирается. Необходимо также достаточно свободное
пространство между выступающим кольцом подшипника и на-
ходящимися на валу деталями.

Подшипники скольжения применяют в головках шатунов на-
сосов малых и средних мощностей.

Шатуны буровых насосов изготовляют коваными или литыми
из сталей марок 30 или 40 с целой или разъемной мотылевой го-
ловкой. Тело шатуна выполняют двутаврового или круглого се-
чения для уменьшения массы и обеспечения требуемой продоль-
ной жесткости.

Ползуны в буровых насосах применяют для того, чтобы на-
править шток поршня и освободить его от действия тангенци-
альных усилий кривошипа. Малую головку шатуна не связы-
вают непосредственно с поршнем, а применяют промежуточные
элементы *- ползуны и штоки ползунов. Отношение длины пол-
зуна к его диаметру принимается равным 0,9—1,2.

Для предохранения от износа направляющей в станине уста-
навливают накладки (см. рис. XI.9, дет. 5).
Чтобы обеспечить нормальную работу, зазор между направ-
ляющими накладками ползуна и станины должен быть 0,2—
0,5 мм. Накладки собираются со станиной с точностью прилега-
ния до 0,08 мм, а зазор между подшипниками скольжения и
пальцем составляет 0,05—0,1 мм.

Для компенсации износа накладок служат тонкие прокладки
из листовой латуни, помещаемые между корпусом станины и на-
кладкой. Палец ползуна, соединяющий его с шатуном, надежно
укрепляют в отверстии цилиндрической или конусной посадкой
с натягом, фиксируют шпонкой или торцовой планкой с бол-
тами. Крепление пальца должно обеспечивать возможность ос-
мотра и подтяжки для регулирования в промысловых условиях.

В передней части корпуса ползуна имеется резьбовое отвер-
стие, в которое ввинчивается шток ползуна, соединяемый да-
лее резьбой или хомутами со штоком поршня. Все резьбовые
соединения штока при помощи контргаек надежно фиксируются
от самоотвинчивания. Шток ползуна служит промежуточным
звеном между ползуном и штоком поршня насоса.

На рис. XI. 10 приведен составной шток насоса двухсторон-
него действия. Составные штоки выполняются с целью уменьше-
ния длины штока поршня и облегчения сборки и разборки при
смене поршней и втулок.

Приводной клиноременный шкив или цепное колесо устанав-
ливают на консоли трансмиссионного вала. Шкивы обычно из-
готовляют из чугуна и имеют 8—20 канавок для клиновых рем-
ней узкого профиля УВ дли нормальных профилей Г, Д и Е.
Они крепятся на валу на конусной или цилиндрической посадке
и шпонке; для облегчения демонтажа шкива ступица его выпол-
няется разрезной со стяжными болтами.

Стальные литые или сварные шкивы применяют редко,
иногда используют литые алюминиевые шкивы. Венцы цепных
колес изготовляют коваными или литыми из стали, а их сту-
пицы — из чугуна.

Смазка зубчатой передачи и всех трущихся элементов транс-
миссии насоса осуществляется либо централизованно под давле-
нием масляным насосом, либо разбрызгиванием или погруже-
нием зубчатого колеса в масляную ванну на глубину 0,75 вы-
соты зуба.

Подшипники качения в этом случае смазываются жидким
маслом, которое попадает в подшипниковые камеры в резуль-
тате разбрызгивания (коренные, мотылевые и эксцентриковые
подшипники) или поступает самотеком по специальным кана-
лам из коробок или полостей станины, в которые оно собира-
ется скребком с поверхности зубчатого колеса или шестерни
(подшипники трансмиссионного вала и мотылевые, направляю-
щие ползуна и его ось).

В ряде случаев подшипники качения располагают в изоли-
рованных камерах и смазывают их консистентной смазкой
(трансмиссионный вал, мотылевые подшипники). В крупных

современных насосах смазка подается автоматически только
при помощи масляных насосов.

Для смазки сальника штока ползуна масло к нему часто
подводится от специального масляного насоса.

Штоки поршня и зеркала цилиндров обмываются водой, мас-
лом или их смесью, подаваемой другим насосом, приводимым
индивидуальным электродвигателем или клиновым ремнем от
трансмиссионного вала, который вместе с резервуаром и подво-
дящими и отводящими трубами образует замкнутую смазочную
систему. Это устройство можно устанавливать в виде отдельного
смазочного агрегата или встраивать в буровой насос.

Целесообразно применение смазочно-охлаждающих уст-
ройств, так как охлаждение и смазка значительно повышает
срок службы деталей. Использование масла вместо воды для
обмывки штоков увеличивает срок их службы в несколько раз.

§ 5.	гидравлическая часть насоса

В гидравлической части бурового насоса происходит пере-
дача энергии через трансмиссию, штоки и поршни к жидкости
и перемещение ее из входной линии в выходную. Структурная
схема гидравлической части может быть выполнена весьма раз-
нообразно (рис. XI.11).

На рис. XI. 11, а показана схема гидравлической части порш-
невого насоса одностороннего действия с соосным расположе-
нием всасывающего и нагнетательного клапанов, что обеспечи-
вает возможность выполнения рабочей камеры с минимальным
мертвым пространством, однако при таком расположении кла-
панов усложнены доступ к нижнему клапану и его смена. На
рис. XI. 11, б приведена схема гидравлической части такого же
насоса, но с разноосным расположением клапанов. При такой
схеме мертвое пространство несколько больше, но зато весьма
удобен доступ к клапанам.

Преимуществом гидравлической части насосов односторон-
него действия является то, что поршень находится в контакте
с буровым раствором только с одной стороны, что позволяет при
ходе нагнетания обмывать зеркало цилиндра для удаления аб-
разивных частиц, охлаждать и смазывать его. При износе уп-
лотнения поршня нет перетока жидкости из одной камеры
в другую, как в насосах двухстороннего действия. Износ уплот-
нения поршня виден по утечке раствора наружу. Отсутствие
второй камеры со штоком исключает применение сальника
штока и его износ. Шток поршня работает только на сжатие,
что значительно упрощает конструкцию.

В гидравлической части насоса двухстороннего действия
(рис. XI.11, в) раствор подается при ходе поршня как в одну,
так и в другую сторону. В таких насосах поршень имеет ман-
жеты для двухстороннего уплотнения, и выход из строя одного
из уплотнений ведет к перетеканию раствора из одной полости
в другую, что не сразу обнаруживается. Кроме того, абразивные
частицы скапливаются между двумя уплотнениями, что повы-
шает износ втулки цилиндра.

Сальник штока — весьма уязвимый элемент: он быстро изна-
шивается, требует подтяжки и смены и сильно изнашивает шток.
Чтобы снизить износ поршней и втулок цилиндра, была сделана
попытка выполнить гидравлическую часть с раздельными уплот-
нениями поршня (рис. XI.11,г). Между уплотнениями преду-
смотрена маслозащитная камера, связанная с лубрикатором,
который пополняет утечки масла из камеры и поддерживает

Рис. Xl.ll. Структурные схемы гидравлической части буровых поршневых
насосов:

1, 5 — входной и выходной коллекторы; 2, 4 — всасывающий и нагнетательный клапаны;

3 — рабочая камера; 6 — поршень; 7 — цилиндр; 8 — шток; 9 — уплотнитель штока; 10 —
лубрикатор; 11 — маслозащнтная камера; 12 — диафрагма

в ней такое же давление, как и в нагнетательной камере. Од-
нако вследствие конструктивной сложности это устройство не
применяется.

На рис. XI.11,д показна схема гидравлической части порш-
невого диафрагменного насоса одностороннего действия. Здесь
буровой абразивный раствор не контактирует с поршнем и ци-
линдром. Поршень сжимает и вытесняет рабочую жидкость
(масло или др.), которая давит на диафрагму, диафрагма кон-
тактирует с буровым раствором. Вследствие.износа диафрагмы,
сложностей охлаждения и необходимости пополнения утечек ра^
бочей жидкости диафрагменные насосы для перекачки буровых
растворов не применяют.

На рис. XI.11, е приведена схема гидравлической части плун-
жерного насоса двухстороннего действия. Задняя его камера не
имеет клапанов, а раствор перекачивается последовательно. Эта
конструкция ввиду отсутствия явных преимуществ по сравне-
нию с другими распространения не получила.
Неоднократные попытки создать буровой насос, в котором
абразивный раствор не контактировал бы с поверхностью тре-
ния, пока успеха не имели. Причиной является не только абра-
зивность жидкости, но и большие подачи раствора и высокие
давления, значительно превышающие предел прочности сущест-
вующих эластичных материалов. Большие мощности насосов
требуют создания сложных охлаждающих устройств для рабо-
чей жидкости. Несмотря на присущие им недостатки, в настоя-
щее время применяют поршневые буровые насосы, в которых
буровой раствор контактирует с поверхностями трения.

Конструктивно гидравлические части буровых насосов вы-
полняют весьма разнообразно. Они различаются расположением
и конструкцией клапанных, поршневых и цилиндрово-втулочных
устройств, так как конструкторы по-разному решают проблему
производства и быстрой установки и замены сменных элементов
гидравлической части насоса.

До настоящего времени в Советском Союзе и за рубежом
выпускались трехпоршневые насосы с гидравлическими короб-
ками трех типов. Наиболее удачна конструкция гидравлической
коробки с разноосным ступенчатым расположением всасываю-
щих и нагнетательных клапанов с раздельными крышками,
обеспечивающими независимые установку и извлечение клапа-
нов и демонтаж цилиндровой втулки в сторону трансмиссион-
ной части насоса (рис. XI. 12,а).

Второй тип — гидравлическая коробка, имеющая вертикаль-
ное расположение всасывающих и нагнетательных клапанов,
установленных на одной оси (рис. XI.12,б). Нагнетательный
клапан, расположенный сверху, извлекают через клапанную
крышку, а всасывающий клапан, расположенный внизу, выни-
мают через лобовую крышку цилиндра. В насосах с такой гид-
равлической коробкой цилиндровую втулку можно извлечь че-
рез лобовую крышку и в сторону трансмиссионной части.

Третий тип — гидравлическая коробка с разноосным ступен-
чатым расположением клапанов и независимым извлечением
клапанов и цилиндровых втулок через лобовую крышку. Ко-
робка такого типа не получила распространения ввиду сложной
конструкции гидравлической части.

Преимуществом конструкции с одноосным расположением
клапанов по сравнению с разноосной является то, что при одно-
осном расположении каналы короткие и объем мертвого про-
странства невелик, однако эти преимущества в буровых насосах
несущественны.

На рис. XI. 13 показана гидравлическая часть насоса двух-
стороннего действия с литой клапанной коробкой. Всасывающие
клапаны расположены сбоку цилиндров, а нагнетательные —
над цилиндрами. Крышки клапанов уплотнены резиновыми
кольцами и прижимаются резьбовыми нажимными коронками.
Втулка цилиндра прижимается к коробке крышкой цилиндра»
а уплотнения втулки поджимаются болтами через промежуточ-
ную втулку. Раздельный прижим втулки и уплотнения позво-
ляет подтягивать уплотняющие кольца втулки и регулировать
усилие нажатия на них.

§ 6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ
ЧАСТИ

Основные элементы гидравлической части бурового насоса —
гидравлическая коробка, входной и выходной коллекторы, ци-
линдровые втулки, поршни, штоки и клапаны. Конструкции
большинства элементов гидравлических частей насосов одно- и
двухстороннего действия различны. Клапаны, их крышки, седла
и манжеты поршней выполняются унифицированными.

Гидравлическая коробка может быть изготовлена из стали
литой, кованой или сварной из отдельных элементов. На
рис. XI. 14 приведены элементы сварной из кованых стальных
элементов гидравлической коробки трехпоршневого насоса од-
ностороннего действия. Преимущество такой коробки — про-
стота изготовления, небольшая масса при больших давлениях
насоса.

На рис. XI. 15 показана гидравлическая коробка в сборе
двухпоршневого насоса двухстороннего действия, представляю-
щая собой сложную конструкцию из фасонных стальных литых
элементов, сваренных за одно целое. При наличии высоких дав-
346
Рис. XI.12. Гидравлическая часть насоса одностороннего действия с различ-
ными клапанными коробками:

1 — гидравлическая коробка; 2, 6 — входной выходной коллекторы; 3, 5 — всасываю-
щий и нагнетательный клапаны; 4 — крышка клапана; 7 — крышка цилиндра; 8 — креп-
ление штока; 9 — поршень со штоком; 10 — втулка цилиндра

лений качество отливок элементов и их сварки должно быть
особенно высоким.

В гидравлических коробках двухпоршневых насосов коробки
цилиндров изготовляют вместе с клапанными из качественной
углеродистой стали с толщиной стенок 20—30 мм. Толщину сте-
нок выбирают в зависимости от величины возникающих напря-
жений.

Отличительные особенности цельных коробок — жесткость
конструкции и возможность предельного сближения осей ци-
линдров, что позволяет сделать насос более компактным и сни-
зить его массу.
Рис. XI. 13. Гидравлическая часть двухпорш-
невого насоса двухстороннего действия с раз-
ноосным расположением клапанов:

1 — гидравлическая коробка; 2 — кольцо крышки
клапана; 3, 4 — уплотнения втулки и крышки ци-
линдра; 5 — крышка цилиндра; 6, /3 — всасывающий
и нагнетательный клапаны; 7 — входной коллектор;

5 —поршень; 9 — втулка цилиндра; 10 — шток; 11 —
уплотнитель штока; 12— крышка клапана

дел
^•\01
Целесообразность выбора той или иной конструкции гидрав-
лической коробки определяется технологическими возможно-
стями завода: если можно получить литье высокого качества, то
лучше применять сварную конструкцию из литых элементов.

В гидравлических коробках двухпоршневых буровых насо-
сов двухстороннего действия нагнетательные клапаны распола-
гают или прямо над цилиндром, или с небольшим смещением
наружу от его оси.

Всасывающие клапаны располагают снизу с внешней сто-
роны цилиндров. Иногда всасывающий и нагнетательный кла-
паны располагают на од-
ной оси, однако их соос-
ное расположение затруд-
няет доступ к нижнему
клапану. Размещение
всасывающих клапанов
между цилиндрами за-
трудняет доступ к двум
клапанам, расположен-
ным со стороны привода.
Внешнее расположение
всасывающих клапанов
несколько удлиняет ка-
налы для подвода жид-
кости, однако они удоб-
нее в эксплуатации. От-
носительное взаиморас-
положение всасывающего
и нагнетательного клапа-
нов должно быть таким,
чтобы путь жидкости ме-
жду ними был прямой и
короткий.

Форма рабочих камер
должна обеспечить уда-
в них во время хода всасы-

вания, через нагнетательный клапан при последующем ходе на-
гнетания. Для этого нигде не должно быть полостей, в которых
газ мог бы накапливаться и оставаться во время хода нагнета-
ния. С этой целью всасывающий клапан необходимо распола-
гать ниже нагнетательного.

Поток жидкости, выходящей из клапанной щели, должен
плавно направляться стенками клапанной коробки симметрично
относительно оси клапана, не создавая одностороннего отжима
тарели клапана во избежание одностороннего ее износа. С этой
целью выход из клапанной коробки в нагнетательный коллек-
тор следует выполнять на достаточной высоте над клапаном.

Объем рабочей камеры в конце хода нагнетания, или так
называемое мертвое пространство, должен быть минимальным.

Рис. XI. /5. Гидравлическая коробка
в сборе двухпоршиевого иасоса двухсто-
роннего действия:

1 — коробка сварно-литдя; 2, 4— входной н вы-
ходной коллекторы; 3 — крышка цилиндра; 5,
6 — крышки нагнетательных н всасывающих
клапанов

ление воздуха или газов, попавших
Клапаны, поршни, втулки цилиндров, уплотнители штоков и
штоки, работающие в условиях высоких давлений в среде высо-
коабразивной жидкости, значительно изнашиваются и не могут
работать несколько тысяч часов, как это требуется для буро-
вого насоса. Поэтому конструкция быстро изнашивающихся де-
талей должна быть простой, чтобы обеспечить возможность их
быстрой замены.

Цилиндровые втулки, их крепление и уплотнение

Цилиндровая втулка буровых насосов является одной из наибо-
лее ответственных сменных деталей насоса. Для каждого на-
соса предусматривается комплект втулок, отличающихся внут-

а

590±1

10Щ5^Ы)\ о

215 &

Т8Ч или химика-
термическая



ю

15'

'Zipacxu

HefaieeO,Z

А и Б относительно
ф230и ф2Б5

Т8Ч или химика-
________термическая
~30°



530-1

Рис. XI.16. Втулки цилиндра насоса:
а —с упорным буртом; б—гладкая

ренним диаметром, что позволяет ступенчато регулировать по-
дачу насоса. Для изменения подачи в насосах с нерегулируе-
мым приводом применяют втулки четырех, пяти и более проме-
жуточных диаметров.

В крайних положениях кромки поршня не должны доходить
до торцов цилиндрической втулки на 20—25 мм, чтобы было
гарантировано расположение поршня внутри цилиндровой
втулки с учетом ее возможных смещений при эксплуатации
в связи со сменой или подтяжкой уплотнения.

Наружная часть втулок изготовляется цилиндрической
с упорным буртом для ее фиксации от осевых перемещений
(рис. XI.16,а) или гладкой снаружи (рис. XI.16,б). В этом слу-
чае от осевцгх перемещений втулка фиксируется торцом со сто-
роны штока поршня, коронкой в насосах двухстороннего дей-
ствия или различными фиксирующими устройствами в насосах
одностороннего действия. Размеры цилиндровых втулок норма-
лизованы (ОСТ 26-02-1138—75). В зависимости от конструкции
упорный бурт располагается в различных частях по длине
втулки.

Для уменьшения износа внутреннюю поверхность втулки
тщательно шлифуют и хонингуют. Шероховатость поверхности
0,25, Поверхностная ТйёрдостЬ РнуТренней Части втулки
должна быть весьма высокой. Ранее втулки изготовляли из це-
ментуемых сталей марок 15, 12ХНЗ, 12ХН2 и других, с поверх-
ностной твердостью 50—60 HRC.

В настоящее время для насосов, работающих при высоких
давлениях (более 20 МПа), цилиндровые втулки выпускают
«двухслойными», т. е. внутренняя часть изготовляется центро-
бежным литьем из высокохромистых отбеленных чугунов марки
260X28 с содержанием (в %): углерода 2,7—2,9, хрома 27—30,
марганца до 1 и других легирующих элементов, а наружная
часть — из среднеуглеродистых конструкционных сталей. После
термической обработки поверхность зеркала цилиндра имеет
твердость более 65 HRC.

Такие втулки (с толщиной стенки 5,5—6 мм) изготовляют
также с запрессовкой тонкостенной гильзой из чугуна (С — 2,8—
2,9; Сг —27—29; Мо —0,5; V — 0,27; S —0,6%). Гильза запрес-
совывается во втулку со стенкой толщиной 10 мм и более. Неко-
торые изготовители наносят на внутреннюю поверхность трения
стальной втулки слой металлического хрома толщиной 0,5—
0,7 мм (твердость ^60 HRC). В результате поверхность тре-
ния втулки цилиндра долго сохраняет хорошее состояние
(1000 ч и более) при работе на высоких давлениях, хорошо со-
противляется коррозии, что также благоприятно влияет на
долговечность поршней насоса.

Крепление и уплотнение втулки в гидравлической коробке
должно обеспечивать: неподвижность втулки; герметичность по-
садки втулки в расточке гидравлической коробки, исключаю-
щую возможность протока раствора между наружной ее поверх-
ностью и корпусом; герметичность при многократной смене вту-
лок; сигнализацию о появлении утечки раствора.

Сложность конструкции этого узла состоит в том, что необ-
ходимо уплотнять и закреплять два элемента — крышку ци-
линдров и втулку одновременно.

При ходе нагнетания между движущимся поршнем и втул-
кой возникают силы трения, стремящиеся вытолкнуть втулку
в направлении движения поршня, однако при этом в камере по-
вышается давление жидкости, стремящееся вытолкнуть втулку
в обратном направлении с силой, равной произведению этого
давления на площадь сечения тела втулки. Выталкивающее уси-
лие может быть значительным (100—250 кН) при больших дав-
лениях и малых диаметрах поршня.

В насосах одностороннего действия это усилие прижимает
упорный торец втулки к торцу расточки гидравлической ко-
робки под цилиндр или к фиксатору, поэтому уплотняющий эле-
мент втулки располагают со стороны жидкости (см. рис. XI. 12, а
и б\.

В насосах двухстороннего действия выталкивающая сила
жидкости действует на втулку попеременно в обе стороны, по-
этому крепить и уплотнять крышку цилиндра и втулку более
352
сложно. В этих насосах уплотнение втулки быстро изнашива-
ется и нуждается в периодической подтяжке в отличие от насо-
сов одностороннего действия.

Конструкция цилиндровой втулки может решаться разнооб-
разно.

Совмещенное крепление, когда втулка крепится через ее уп-
лотняющий элемент коронкой, которая прижимается крышкой

Рис. XI. 17. Конструкции креплений и уплотнений втулок насосов двухсторон-
него действия:

1 — втулка; 2 — цилиндр; 3, 5 — уплотнения втулки и крышки; 4 — коронка нажимная;

6 —крышка цнлиидра; 7, 10 — болт крепления втулки и шайбы; 8 —уплотнение бол-
тов; 9 — шайба; 11— кольцо-коронка; 12—контрольное отверстие

цилиндра (рис. XI. 17, а). В этой конструкции уплотнения втулки
и крышки подтягиваются одновременно болтами крепления
крышки и перемещение определяется зазором между крышкой
и торцом цилиндра, что ограничивает срок службы уплотнений.
На рис. XI.17, б показано совмещенное крепление и уплотнение
втулки и крышки, причем каждое из соединений крепится и уп-
лотняется своими болтами.

Раздельно-совмещенное крепление и уплотнение втулки и
крышки с независимой подтяжкой уплотнения крышки показано
на рис. XI.17, в.

12 Заказ № 1379

353
Недостатком этих трех конструкций является то, что при на-
гнетании в передней камере сила, выталкивающая втулку, вос-
принимается ее уплотнением, что быстро выводит его из строя.

Более удачными являются конструкции с раздельным креп-
лением и уплотнением втулки и крышки, в которых втулка
жестко прижата своим буртом к торцу расточки цилиндра через
коронку, прижимаемую болтами (рис. XI. 17,г). Уплотнение
втулки подтягивается кольцом-коронкой, прижимаемым другими
болтами. Крышка цилиндра крепится и уплотняется незави-
симо от втулки.

В этих конструкциях сила давления, выталкивающая втулку,
на ее уплотнение не действует и его не расшатывает, однако

Рис. XI. 18. Уплотнения втулок цилиндров иасоса двухстороннего действия:
/ — втулка; 2 — цилиндр; 3 — уплотнитель; 4 —дренажное кольцо; 5, 6 —кольца разжи-
мающие и подкладные

конструктивное исполнение этого устройства более сложно, чем
описанное выше. Конструктор сам должен принять решение, ка-
кое из устройств будет более целесообразным в каждом кон-
кретном случае.

В насосах двухстороннего действия в корпусе гидравличе-
ской коробки делается отверстие, позволяющее контролировать
герметичность уплотнения цилиндровой втулки. В насосах одно-
стороннего действия потеря герметичности уплотнения заметна
по утечке наружу жидкости из цилиндра.

Уплотнение цилиндровой втулки в насосах двухстороннего
действия изолирует две рабочие камеры, находящиеся по обе
стороны поршня. Нарушение уплотнения втулки приводит к про-
мыванию каналов в ее бурте и корпусе гидравлической коробки
вследствие перетока жидкости (под действием максимального
давления нагнетания) из камеры, в которой происходит нагне-
тание, в камеру, где происходит всасывание. Поэтому для таких
насосов лучшим вариантом является раздельное крепление
втулки и устройства для подтяжки уплотнения.

Уплотнение втулок цилиндра осуществляется резинометал-
лическими кольцами различных конструкций (рис. XI. 18). Рези-
нометаллическое нажимное уплотнение, состоящие из стального
дренажного кольца и двух уплотнительных резиновых колец,
сжимаемых буртом втулки, показано на рис. XI. 18, а. Недостат-
ком такого уплотнения является то, что при возвратно-поступа-
тельном движении поршня оно расшатывается, нарушается
уплотнение и необходима систематическая подтяжка. При неза-
висимом креплении втулки и самоуплотняющейся манжете соз-
давать большое сжимающее усилие и часто подтягивать уплот-
нение не требуется (рис. XI. 18, б, виг).

Так как давление бурового раствора во многих случаях
больше предела текучести резины, во избежание ее выдавлива-
ния в зазор между втулкой и расточкой гидравлической ко-
робки под цилиндр устанавливают промежуточные кольца из
жесткой пластмассы (см. рис. XI. 18, бив) или армируют края
уплотнения пластмассовыми кольцами (см. рис. XI. 18, г).

Крышки цилиндров насосов небольшой мощности изготов-
ляют коваными или литыми из стали (см. рис. XI.17,б и г).
В насосах большой мощности их выполняют сборными из не-
скольких деталей для облегчения монтажа и демонтажа, а также
предохранения коробки от износа. Такая крышка состоит из
диска, прижимаемого втулкой с резьбой, ввинчиваемой
в крышку-кольцо (см. рис. XI.13 и рис. XI.17,в), или прижи-
маемого кольцевой крышкой (см. рис. XI.17, а).

Поршень бурового насоса не только обеспечивает уплотнение
и длительную службу, но и быструю смену его при изменении
диаметра втулки или при износе. Он состоит из стального сер-
дечника и одной или двух съемных или привулканизированных
к нему резиновых манжет.

Увеличение диаметра уплотняющей передней части («губы»)
манжет поршня относительно диаметра отверстия втулки соз-
дает предварительный натяг, обеспечивающий правильное дей-
ствие его самоуплотняющейся манжеты. Под действием давле-
ния жидкости резина поршневой манжеты еще плотнее прижи-
мается к рабочей поверхности цилиндровой втулки, создавая
надежное уплотнение. Наружный диаметр «губы» манжеты
в свободном состоянии должен быть на 2—3 мм больше внут-
реннего диаметра втулки; длина конической части «губы» ман-
жеты составляет 25—27 мм при общей длине поршня 135—
150 мм.

Манжеты изготовляют из синтетической маслонефтестойкой
резины с твердостью по прибору ТИР 76—86 (ГОСТ 8752—79)
для рабочих давлений до 20 МПа. Для более высоких давлений
манжета поршня выполняется комбинированной. Уплотняющая
часть («губа») изготовляется из резины с твердостью по при-
бору ТИР 76—86, а тыльная часть — из более жесткой резины
твердостью по ТИР 92—96, армированной тканью для умень-
шения выдавливания резины в зазор между фланцем сердеч-
ника и зеркалом цилиндра. Тыльную часть поршня делают не-
сколько меньшего диаметра, чем диаметр отверстия цилиндра,
но больше диаметра фланца сердечника. При давлении рас-
твора на поршень резина деформируется и диаметр этой части
увеличивается. Износ тыльной части манжеты поршня, цикли-
чески вдавливаемой в уплотнительный зазор, зависит от его ве-
личины, твердости резины и давления. На рис. XI.19 приведена
зависимость относительного срока службы t манжеты поршня
от величины уплотняемого зазора 6 и давления нагнетания рл.
Так, если вследствие износа зазор между фланцем и зеркалом
цилиндра достиг 0,75 мм, то при давлении 10 МПа манжету
следует заменять, а при давлении 18 МПа ее уже надо менять
при зазоре 0,25 мм.

Поршни имеют различную конструкцию. Неразборный пор-
шень насоса двухстороннего действия (рис. XI.20, а) состоит из
металлического сердечника и привулканизованных к нему
с двух сторон уплотняющих манжет. Для увеличения поверхно-
сти соединения резины с металлом на сердечнике имеются фи-

Рис. XI.19. Зависимость относитель-
ного срока службы поршня насоса
от величины зазора и давления рас-
твора:

1, 2, 3 —давления раствора 10,5; 14 и
21 МПа соответственно

гурные проточки, а для увеличения прочности соединения ме-
талла с резиной поверхность сердечника перед вулканизацией
латунируют и покрывают слоем лейконата и клея (например,
клей хемлак, хемосил 211 или хемосил 220). Прочность соеди-
нения металла с резиной 10—15 МПа. Недостатком поршней
такой конструкции является необходимость их смены при из-
носе резиновой части.

На рис. XI.20, б показан разборный поршень со сменными
уплотняющими манжетами. Они состоят из двух или трех
прочно свулканизировэнных или склеенных между собой частей:
уплотняющей, изготовленной из полиуретана или маслостойкой
синтетической резины групп 1—5 (ОСТ 26-02—1497—76), и ос-
новы— резиноткани 45 (ТУ 38-105406—77) или пластмассы
типа полиамид ПА-12-10 (ОСТ 6-05-425—76) или полиамид
П-66 (ОСТ 06-369—74). Поршни такого типа широко применя-
ются за рубежом. Их преимуществом является возможность
смены манжет без снятия сердечника со штока.

Поршень насоса одностороннего действия приведен на
рис. XI.20, в. Опорная часть — резинотканевая с подкладкой из
полиуретана или резины. Конструкция обеспечивает большую
стойкость манжеты и ее легкую смену при ремонтах. Внутрен-
няя часть уплотняется сжатием торца манжеты шайбой. Пор-
шень со стороны штока иногда имеет дополнительную манжету
для очистки цилиндра.
'J

Рис. XI.20. Поршни насосов:

1	— ступица; 2 — манжета поршня;

3	— кольцо манжеты; 4 — шайба;

5	— запорное кольцо; 6 — очищаю-
щая манжета; 7 — контрольная
проточка

На рис. XI.20, г показаны детали разборного поршня двух-
стороннего действия.

Шток бурового насоса, присоединяемый к ползуну и пор-
шню, служит для передачи мощности от приводной части к гид-
равлической. В насосах двухстороннего действия шток уплотня-
Рис. Х1.21. Штоки иасосов
ется сальником в гидравлической коробке, где он находится под
действием больших давлений на поверхности трения в присут-
ствии абразивных частиц, в результате шток и сальник сильно
изнашиваются. В разделительной перегородке гидравлической
части насосов двух- и одностороннего действия устанавливают
сальник для уплотнения штока ползуна, предохраняющий кар-
тер трансмиссионной части насоса от попаданий в него буро-
вого раствора и вытекания смазки из насоса. В разделительной
перегородке сальник работает без перепада давления.

Обычно штоки изготовляют составными из двух частей.
Часть, соединенную с ползуном, называют штоком ползуна,
а часть, соединенную с поршнем, — штоком поршня. Диаметр
штока ползуна больше, чем диаметр штока поршня. Длина
штока поршня зависит от хода поршня и составляет в насосах
одностороннего действия 0,4—0,6 м, а в насосах двухстороннего
действия 1,4—1,7 м; диаметр штока 50—90 мм. С одной сто-
роны .на нем имеется резьба или фланец для соединения со што-
ком ползуна, а с другой — цилиндрическая или конусная часть
для посадки и крепления поршня. Конусная посадка поршня
обеспечивает необходимые прочность и герметичность соедине-
ния и облегчает распрессовку в промысловых условиях.

В насосах двухстороннего действия поршни и штоки выпол-
няются с конусностью 1 : 12, 1 : 15 и 1 : 24, а.в насосах односто-
роннего действия монтируются на цилиндрической посадке. На
рис. XI.21, а показан шток с цилиндрической посадкой поршня
насоса одностороннего действия, а да рис. XI.21, б и в — соот-
ветственно штоки поршня и ползуна двух размеров по ОСТ
26-02-1134—75, соединяемых между собой и с ползуном цилин-
дрическими резьбами.

При малых конусностях на штоках предусматривают упор-
ный торец для поршня. На теле штока поршня насосов двухсто-
роннего действия делают треугольные шлицы, лыски или шести-
гранник для вывинчивания при смене или удержания при от-
винчивании гайки поршня.

Соединения поршня го штоком на конической посадке нор-
мализованы. На рис. XI.22, а приведена конструкция для сое-
динительных конусов 1—6, а на рис. XI.22, б — для конусов 5НР
и 6НР (табл. XI.5).

Штоки буровых насосов двухстороннего действия должны
иметь высокую твердость поверхности для уменьшения износа
и большую прочность сердцевины, поэтому их изготовляют из
цементируемых легированных сталей марок 12ХН4, 20ХНЗА или
34ХН1М или из калящихся конструкционных сталей марок 40Х,
40ХН, 38ХМЮН с нагревом токами высокой частоты и закалкой
поверхности на глубину 2—5 мм до твердости 52—58 HRC;
твердость сердцевины штока 280—320 НВ.

В насосах одностороннего действия штоки изготовляют из
среднеуглеродистых сталей без упрочнения поверхности, так как
они не изнашиваются сальником.
Таблица XI.5. Присоединительные размеры поршня и Штока поршня, мм
(ОСТ 26-1129—76)

Номер конуса 		d	1  </,±0,051	чз	’’3	чз	+1	1Л  5	О  -Н		S	
										min	max
1  2	25; 28  32; 36	24,87  31,22	23,0  26,0	М22Х2  М24Х2		108  138	40  65	45  60	35  48		
3  4  5  6  5НР	40; 45  50; 55  60; 65; 70  70; 75;  80; 85  70; 75;  80; 85;  90'	37,44  47,09  56,62  69,32  56,62	33,5  39,5  49,0  60,5  49,62	МЗЗХ2 М39Х2 М48ХЗ М60ХЗ  М48ХЗ	45	188  210  230  245  230	85  105  115  100	90  105	68  75	6,35	
6НР	75; 80;  85; 90	69,32	60,5	М60ХЗ	56	245	110	НО	. 68	1,04	2,87

Примечание. Для насосов с давлением на выходе свыше 20 МПа применяют штоки
с конусами 5НР и 6НР.

Штоки ползунов изготовляют из углеродистых сталей 40,
40Х и других без упрочняющей термической обработки.

Элементы сборных штоков буровых насосов большой мощ-
ности соединяют на конических резьбах (рис. XI.23, конусность
1 :6, шаг резьбы 3,175 мм), что позволяет быстро свинчивать
и развинчивать соединения при сменах поршня. Резьба имеет
цилиндрическую часть, на которую навинчивается контргайка.
Г Размеры штоков и резьб (табл. XI.6) выбирают по данным
их расчета на прочность.
Рис. XI.23. Коническое резьбовое соединение штоков ползуна:

1 — шток поршня; 2 — контргайка; 3 — шток ползуна; 4 — ползун

Уплотнения штоков насосов двухстороннего действия разде-
ляются на нажимные и самоуплотняющиеся. Нажимные уплот-
нения затягивают осевым усилием для создания давления на
поверхности между штоком и набивкой больше давления жидко-
сти. Кольца набивки нажимного уплотнения могут быть разрез-
ными и неразрезными; последние менее удобны при смене. За-
тягивать сальник можно при помощи гайки и нажимной втулки
(рис. XI.24). Резьбовые втулки устраняют возможность одно-
сторонней затяжки набивки и позволяют быстро осуществить
необходимое уплотнение. Такие сальники применяют для дав-
ления менее 20 МПа.

Самоуплотняющиеся сальники штоков используют в совре-
менных буровых насосах, рассчитанных на давления 20—
40 МПа. В этих сальниках осуществляется самоуплотнение и не
требуется больших усилий для поджатия; они обладают способ-
ностью компенсировать износ манжет и штока.

При любом давлении поджатие сальника к штоку не может
быть произвольно большим, как в случае нажимного сальника.
При уменьшении давления на уплотняемых поверхностях обес-
печивается удлинение срока службы манжет и штока. Началь-
ное обжатие штока должно быть достаточным для уплотнения
камеры при всасывании. Для предохранения манжетного уплот-
нения от скручивания служит металлическая втулка. Самоуп-
лотняющийся сальник снабжается устройством для смазки.

Для уменьшения износа сальник и шток должны обмываться
чистой водой или смесью машинного масла с дизельным топли-
вом. Обычно в насосе предусматривается трубка, непрерывно
подающая на шток вблизи сальника струю воды из водопровод-
ной сети или от специального насоса. Чтобы уплотнить штоки
(при низких давлениях), применяют резинотканевые кольца,
при высоких давлениях — различные комбинированные уплотне-
ния, состоящие из резиновых колец с металлическим каркасом.

Сальники с самоуплотняющимися манжетами выполняются
различных конструкций.

Кольца сальника имеют косые разрезы для смены их без
разборки. При подтяжке одно кольцо своей тыльной частью
Таблица XI.6. Размеры соединительной конической резьбы штока поршни,
удлинителя и ползуна, мм (рис. XI.23)

Тип соединения	Диаметр резьбы Ь	Длина резьбы L от торца до основ- ной плоскости	Длина цилиндриче- ской части резьбы Li	Ширина контргайки Н
Т1  Т2	25,40  28,75	31,75  35,72	26	19
ТЗ  Т4	31,75  34,92	39,69  43,66		
Т5  Тб	38,10  41,27	47,63  51,60	32	25
Т7  Т8	44,45  47,62	55,56  59,53		28
T9	50,80	63,50	38	32
Т10	57,15	71,44		35
Т11	63,50	79,38	45	38
Т12	69,85	87,31		42
Т13	76,20	95,25	52	45
Т14	82,55	103,19		48
Т15  Т16  Т17  Т18  Т19  Т20	88,80 101,60  114,30  127,00 139,70 152,40	111,13  127,00  142,98  158,75  174,63  190,50	60	52

нажимает, на выступ другого кольца, вследствие чего последнее
деформируется и осуществляется предварительный натяг.
В сальнике с несколькими V-образными манжетами и нажим-
ными металлическими кольцами устанавливают одну — четыре
манжеты (см. рис. XI.24,а,б,в), однако при работе больше
изнашиваются одна или две манжеты, расположенные ближе
к рабочей камере.

В сальниках-втулках (см. рис. XI.24, г и б) уплотняющий
элемент состоит из резинотканевого каркаса — резиноткань 45
(ТУ 38-105406—77) с уплотняющей частью из резины групп 2—5
(ОСТ-26-02-1497—76). Этот сальник имеет зигзагообразный
разъем; металлическое нажимное кольцо также разъемное.
Уплотняющую часть Манжеты обычно изготовляют из Мас-
лонефтестойкой синтетической резины с твердостью по прибору
ТИР 86—96, а нажимные грундбуксы из различных пластмасс
типа полиамид ПА-12-10 или П-66.

Рис. XI.24. Уплотнения штока насоса двойного действия:

a — многоманжетиое; б — одноманжетное; в — многоманжетное с компенсационным коль*
цом; г, д — одноманжетное резинометаллическое; / — корпус сальника; 2 — кольцо; 3 —
манжета; 4 — груидбукса нажимная; 5 — маслопровод; 6 — гайка нажимная; 7 — шток

В нажимных сальниках длина набивки /2= 1,5 d. Толщина
уплотнения принимается равной приблизительно (0,25—0,3) d.
Втулку нажимных сальников конструируют из расчета необхо-
димого подтягивания на 0,25 длины. Угол а скоса втулки и
кольца сальника обычно принимают равным 75—80°,
так как резина является

ких давлениях может быть выжата в

Рис. XI.25. Детали клапана бурового на-
соса:

1 — седло; 2 — тарель со штоком; 3 — уплотне-
ние; 4 — Тайка; 5 — пружина

Резиновые манжеты работают нормально при температуре
не ниже —20 °C и не выше 90 °C. При более высоких темпера-
турах срок службы резко сокращается. Следует иметь в виду,
что зазор между нажимным металлическим стаканом и штоком
должен быть по возможности минимальным, обычно 0,2—0,5 мм,
материалом и при высо-
болыпой зазор.

Клапаны насосов
предназначены для пе-
риодического открытия
и закрытия всасывающих
и нагнетательных отвер-
стий цилиндров. В буро-
вых поршневых насосах
применяют самоподъем-
ные клапаны тарельча-
того типа, т. е. с одной
выходной щелью. Коль-
цевые клапаны (с не-
сколькими концентриче-
скими щелями) не приме-
няют, так как при упру-
гом уплотнении клапана
это приводит к значи-
тельному увеличению
разницы между давле-
нием в цилиндре и над
клапаном в момент его
открытия.

Клапан (рис. XI.25)
состоит из седла, тарели
с направляющим што-
ком, уплотнения, элемен-

тов крепления и пружины. Уплотняющая поверхность кониче-
ская с уклом наклона 30—60°.

При прокачке буровых растворов, содержащих абразивные
частицы, особенно при прокачке утяжелённых растворов, срок
службы клапанов сильно сокращается, в ряде случаев вместо
300—500 ч составляет всего 20—30. Поэтому конструкция кла-
панов, клапанных коробок и их крышек должна допускать быст-
рую их смену, ремонт и осмотр. Для удобства эксплуатации и
изготовления всасывающие и нагнетательные клапаны выпол-
няют взаимозаменяемыми.

Клапаны должны обеспечивать безударную посадку на седло
при переменных режимах работы и иметь минимальные гидрав-
лические потери. Он должен иметь надежное направление, обес-
печивающее точную посадку на седло одновременно по всей по-
верхности посадочного пояска. Тарель должна быть возможно
легкой, а посадочный конический поясок узким. В насосах, ра-
ботающих при давлениях более 20 МПа, на тарель клапана дей-
ствуют большие силы (300—400 кН), в результате чего на по-
садочном пояске возникают высокие удельные нагрузки, приво-
дящие к его быстрому износу. В этих случаях лучше применять
клапан, в котором предусмотрена его посадка одновременно как
на уплотняющий поясок, так и на нижнюю плоскость поверхно-
сти тарели и на ребра седла.

В насосах с небольшими нагрузками на клапан одновремен-
ную посадку клапана на седло и ребра не осуществляют, чтобы
упростить изготовление.

Наиболее ответственным элементом, определяющим долго-
вечность клапана, является конструкция уплотняющего кольца

Рис. XI.26. Схема действия различных уплотнений клапанов:
/ — седло; 2 — тарель; 3 — кольцо уплотняющее; 4 — диск зажимной

и посадочных поверхностей седла и тарели. Формы узла сопря-
жения этих трех элементов должны так сочетаться с твер-
достью уплотняющего кольца и давлением, чтобы не вызывать
чрезмерных деформаций и износа какого-либо из его элементов
под действием переменных циклических нагрузок.

Надо учитывать, что пластические материалы и резины при
всестороннем сжатии жидкостью почти не меняют своего объ-
ема, но легко меняют форму и заполняют свободное простран-
ство под действием сил, создаваемых разностью давлений.

Если тарель клапана садится на седло раньше, чем уплот-
няющее кольцо, то раствор, прорываясь в щель клапана, быстро
размывает металлические посадочные поверхности. Если же уп-
лотняющее кольцо садится на седло ранее тарели, то под дей-
ствием давления пластичный материал будет вдавлен в щель и
его уплотняющая кромка быстро разрушится. Величина щели
между тарелью и седлом зависит от размеров зерен твердых ча-
стиц прокачиваемого раствора. Поэтому в настоящее время уп-
лотняющие кольца для высоких давлений делают большого се-
чения со скругленными краями из жестких пластмасс типа по-
лиуретана или синтетических резин, иногда армированных
тканью.
На рис. XI.26 приведены различные уплотняющие элементы
клапанов, где Д—деформируемая часть уплотнительного кольца
под действием давления.

Рис. XI.27. Конструкции клапанов:

/ — седло; 2 — тарель со штоком; 3 — уплотнение тарели; 4 — пружина; 5, в —втулки
направляющие верхняя и нижняя; 6 — фиксатор; 7 — крестовина направляющая; 9 — уп-
лотнение седла

При давлениях 10—15 МПа уплотнения с плоским кольцом
постоянной толщины (рис. XI.26, а) работают удовлетвори-
тельно, при давлениях более 15 МПа срок их службы сокраща-
ется. Уплотнения с утолщенным ободом кольца (рис. XI.26, б)
при давлениях 15—20 МПа обладают удовлетворительной ра-
ботоспособностью, однако при давлениях более 20 МПа она
сильно снижается. Уплотняющие кольца с круглым (рис. XI.26,
в) и ромбовидным (рис. XI.26, г) сечением, изготовленные из
полиуретана (твердость по прибору ТИР 86—96) или жестких
резин, при давлениях более 20 МПа долговечнее, чем другие
конструкции.

Конструкции клапанов весьма разнообразны.

На рис. XI.27, а показан клапан с уплотняющим кольцом на
седле, что уменьшает массу и улучшает динамические качества
клапана. Однако практика эксплуатации показала, что клапан
с уплотнением на седле менее долговечен, чем клапан с уплот-
нением на тарели.

Рис. XI.28. Клапаны с различными уплотнениями:

а — с плоским диском, прижатым гайкой; б — свободно закрепленное уплотняющее
кольцо с буртом; в —с кольцом круглого сечення; / — седло; 2 —тарель; 3 — уплот-
нение

На рис. XI.27, б изображен клапан с уплотняющим кольцом
постоянной толщины и острой уплотняющей кромкой; этот кла-
пан обладает небольшим ресурсом долговечности при высоких
давлениях. Нижняя направляющая крестовина укреплена на
клапане, что увеличивает его массу и отрицательно сказывается
на работе. Тарель можно посадить только на конический ее поя-
сок, в результате чего возникают большие контактные напря-
жения.

Некоторые конструкции клапанов для работы при высоких
давлениях показаны на рис. XI.27, в и г: на рис. XI.27, в — кла-
пан с уплотняющим кольцом круглого сечения с двумя опор-
ными поверхностями — на коническом пояске тарели и торцо-
вой части нижней направляющей, а на рис. XI.27, г — клапан
с уплотняющим кольцом большой толщины; ромбовидная форма
обеспечивает высокую долговечность. Конструкция клапана об-
легчена, тарель снабжена стержнем, движущимся в направляю-
щих втулках седла и верхней крышки. Посадка тарели осущест-
вляется одновременно на конический поясок и крестовину седла.
На рис. XI.28 показан внешний вид клапанов различных кон-
струкций.

Окончательный выбор того или иного конструктивного реше-
ния может быть сделан только после экспериментальной про-
верки эффекта сочетания всех заложенных в конструкцию фак-
торов, форм деталей, геометрических размеров и свойств мате-
риалов.

Тарель клапана рекомендуется изготовлять утопающей на
1—1,5 мм в эластичном уплотнении или с углом наклона обра-
зующей конической поверхности уплотнения, несколько не со-
впадающим с углом наклона посадочной поверхности, чтобы

Рис. XI.29. Основные размеры клапанов (а) в клапанных коробок (б):
1 — седло; 2 — клапан; 3 — пружина

клапан сначала садился на уплотнение. На конструкцию уплот-
нения необходимо обратить особое внимание, так как клапан
выходит из строя в основном не в результате нормального из-
носа, а вследствие промывов, образующихся после того, как
из-за усталостного износа неправильно сконструированной
формы сечения разрушается уплотнение.

Для уменьшения износа уплотняющих поверхностей клапа-
нов тарели и седла их термически обрабатывают либо по всему
объему, либо только по посадочным поверхностям с нагревом
токами высокой частоты или цементуют на глубину 1,5—2 мм
и закаливают. Закалку с нагревом ТВЧ проводят на глубину
2—4 мм. Твердость тарели клапана 48—56 HRC. Для клапанов
применяют конструкционные стали марок 40Х, 40ХНМ, 40ХС,
38ХСТ и др. При цементации применяют низкоуглеродистые ле-
гированные конструкционные стали марок 20Г, 18ХГТ, 20ХНЗ
и др. Для изготовления седел клапанов используют стали ма-
рок 38ХС, 5ХГМ, 40ХНЗ, 40Х, при закалке после цементации—
стали марок 25ХНМА, 20ХНЗ и др.
Таблица XI.7 Основные размеры клапанов буровых насосов, мм (рис. XI. 29, а)

Иомер клапана	Диаметр			Высота	
	клапана Z>K	седла		седла {	подъема клапана ftmin
		о.			
0	54,0	32	60,3	35	20
1	63,6	45	76,2	40	20
2	76,2	50	70,4	40	22
3	100,8	67	100,8	45	22
4	113,5	75	113,9	50	25
5	126,2	82	128,8	60	32
6	142,9	95	146,0	70	35
7	168,3	НО	171,4	75	35

Таблица XI.8 Размеры клапанной коробки, мм (рис. XI. 29, б)

। Номер клапана	£>±0,025	£>i	£>а	£>з	Dt	£>«	L	£,	L,	£з	£,	
1	73,02	85; 95			25	63				—	63	45	25	38	38
2	85,72	95; ПО					85	82	58	28	42	45
3	98,72	ПО; 120	20.6	50	78	42	95	90	63	32	45	48
4	111,12	120; 140					105	95	70	36	48	50
5	127,00	140; 155					125	108	75	38	50	58
6	142,80	155; 170					135	115	82	45	58	65
7	158,75	170; 190					145	120	90	50	63	75
8	177,80	190; 205	33,5	70	95	65	155	125	95	58	70	85
9	196,85	205; 225					165	135	102	63	75	95
10	215,30	225; 250					175	140	108	75	92	НО
11	241,30	250; 275					180	145	115	85	95	125
Прим	е ч а н и е.	Размер £>,	выбир	ают в	зави	симос	ти от	сонстр!	/КЦИИ	/зла	клапа	на.

Твердость поверхностей седла 50—60 HRC. Посадочные по-
верхности не должны иметь чернот и других дефектов, должны
быть концентричны с направляющими цилиндрическими поверх-
ностями и обеспечивать одновременно посадку на коническую
поверхность и на ребра.

Втулка верхнего штока из резины обычно съемная. Пру-
жины клапанов цилиндрические, спиральные, работающие на
сжатие, обычной конструкции. Материалом для их изготовле-
ния служит цельнотянутая пружинная проволока из стали
марки 60С2А с твердостью 40—50 HRC.

Основные размеры клапанов буровых насосов и клапанных
коробок, в которых они размещаются, нормализованы (ОСТ 26-
02-119—76) и приведены в табл. XI.7 и XI.8, а также на
рис. XI.29, а и б.

Крышка клапанной коробки служит не только для того,
чтобы закрывать отверстия клапанной коробки, но и центриро-
Рис, XI.30. Конструкции крышек клапан-
ных коробок:

/ — гидравлическая коробка; 2 — уплотнительное
кольцо; 3 — крышка клапанной коробки; 4 —
винтовой зажим; 5 — шпильки; 6 — клапан; 7 —
резьбовое кольцо; 8 — поршень; 9—-клиновой
зажим; 10 — болт с конусом; // — контрольное
отверстие
вать верхнюю втулку штока клапана и обеспечивать легкий до-
ступ и быструю смену клапана.

В первых конструкциях буровых насосов крышка в виде
круглого диска крепилась на прокладке шпильками. С увеличе-
нием давления нагнетания раствора масса крышки и усилие
крепления значительно увеличивались, в результате чего воз-
растало время, необходимое для смены клапанов.

На рис. XI.30, а и б показаны крышки с креплением винто-
вым зажимом, ввинчиваемым в отверстие коробки, и с резьбо-
вым кольцом. Последняя технологически проще и удобнее
в эксплуатации, так как в случае заедания резьбы она может
быть снята со шпилек.

Более сложное устройство составной крышки с гидравличе-
ским стопорением приведено на рис. XI.30, в. В полость А
между поршнем, создающим давление, и крышкой ручным насо-
сом через клапан 6 закачивается масло под высоким давлением,
что обеспечивает герметичность крышки. В некоторых конструк-
циях (рис. XI-30, г) крышку предварительно крепят винтовым
зажимом, а окончательно затягивают при помощи четырех-ше-
сти клиновых секторов, размещенных между винтовым зажи-
мом и крышкой. В центральной части эти сектора имеют конус-
ное отверстие, в которое вставлена конусная часть разжимного
болта. При затяжке гайки болт перемещается вверх и раздви-
гает клиновые сектора. Перемещаясь по наклонной поверхности
крышки, эти сектора плотно прижимают крышку к коробке, ис-
ключая возможность ее перемещения. На рис. XI.30, д показан
внешний вид этого зажимного устройства. В отверстии коробки
крышка уплотняется самоуплотняющимися резиновыми ман-
жетами.

Глава XII

РАСЧЕТ БУРОВЫХ НАСОСОВ И ИХ ЭЛЕМЕНТОВ

При конструировании буровых насосов прежде всего должны
быть определены основные параметры — подача, число цилин-
дров, число двойных ходов поршней и развиваемые насосом дав-
ления при наибольшей и наименьшей подачах.

Элементы бурового насоса рассчитывают на прочность по
наибольшим нагрузкам, возникающим при работе, а на долго-
вечность — по эквивалентной нагрузке. Для деталей, подвер-
женных абразивному износу, долговечность теоретически не оп-
ределяется, сроки службы устанавливаются по опыту эксплуа-
тации аналогичных конструкций в зависимости от условий
работы и свойств прокачиваемого бурового раствора.
§ 1.	МОЩНОСТЬ И К. П. Д. НАСОСОВ

В насосном комплексе буровой установки, как правило, вы-
бирают насосы с одинаковыми параметрами. Тогда полезная
мощность одного насоса Мпн (в кВт) из (Х.8) и (Х.9).

М пн — М с/г,	(XII.1)

где z—число одновременно работающих в комплексе насосов

(обычно не более двух).  Наибольшая объемная подача каждого насоса QHmax из (Х.1)	(в л/с)
Qb шах = Qc шах/z.	(XII. 2)

Наименьшее давление на выходе насоса pHmin (в МПа) в со-
ответствии с формулой (XI 1.1) при наибольшей подаче

Рн ш!п — Мпн/Qh max-	(XII.3)

'Наименьшая подача QHmin (в л/с) при номинальном числе
ходов поршня насоса и наибольшем давлении

Qh mln — Л/ пн/Рн шах»

где ря мах — наибольшее давление на выходе насоса, определяе-
мое расчетным путем по (Х.З) или взятое из ГОСТ 16293—82 и
ГОСТ 6031—81 (см. табл. 1.2 или XI.4 в зависимости от класса
насоса).

Мощность приводного двигателя насоса Мд (в кВт) рассчи-
тывается по формуле

Мд — Мпн/т)на,

(XII. 5)

ГДе Т]на — общий к. п. д. насосного агрегата от двигателя до вы-
хода насоса и предствляет собой произведение объемного т]0,
гидравлического т)г и механического Цм коэффициентов полез-
ного действия насосного агрегата

Лна — ЛоЛгЛм*

(XII.6)

Объемный к. п. д. буровогб насоса ц0 отражает затрату мощ-

ности на прокачивание под давлением части раствора через





щели и уплотнения манжет поршня, сальники штоков и уплот-
нения клапанов. Для исправного насоса г)о=0,95—0,99; гидрав-
лический к. п. д. оценивает потери мощности в каналах входного

и выходного коллекторов, гидравлической коробке и клапанах
и составляет 0,97—0,98; механический к. п. д. насосного агрегата
может быть представлен в виде произведения коэффициентов

Т]м — ЧмтЦмн >	(XII .7)

где т]мт — к. п. д. трансмиссии от двигателя до трансмиссионного
вала насоса

Т)мт — ПмтйЫтаПмт з • • • Цмтit	(XII.8)

здесь т]МТ1 — к. п. д. вала на опорах качения, равный 0,993; г]Мт2—
к. п. д. фрикционной муфты, равный 0,99; т]Мтз — к. п. д. клиноре-
менной передачи, равный 0,995—0,998; цм-п — к. п. д. других эле-
ментов, входящих в трансмиссию; т]Мн — механический к. п. д. на-
соса

Чип — Н1мГ)2мНзмНшН5М1	(XI 1.9)

где т]1м — к. п. д. трансмиссионного вала на опорах качения, рав-
ный 0,99 ... 0,992; т]2м — к. п. д. закрытой зубчатой передачи, рав-
ный 0,992; т)зм — к. п. д. коренного вала на опорах качения, рав-
ный 0,992—0,993; т]4м — к. п. д. ползуна и кривошипно-шатунного
механизма, равный 0,994—0,996; т]5м — к. п. д. уплотнения штока
и поршня, равный 0,992—0,993.

Таким образом, механический к.п. д. насоса при работе на
полной мощности составляет 0,80—0,87, при работе с неполной
мощностью он снижается до 0,6—0,7. Общий к. п. д. насосного
агрегата может составлять 0,75—0,8 и менее в зависимости от
к. п. д. приводной трансмиссии.

Коэффициентом подачи насоса называется отношение факти-
ческой объемной подачи QH к идеальной QHh

а = Qh/Qhh = ®нЯо>	(XII. 10)

где ан — коэффициент наполнения, учитывающий недоиспользо-
вание объема цилиндров вследствие потерь низконапорной жид-
кости через щели всасывающих клапанов в момент закрытия,
плотность и вязкость жидкости и содержание газа в растворе
(ан = 0,7—0,95). Для расчетов коэффициент подачи принимают
равным 0,9.

§ 2.	ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ЧАСТИ НАСОСА

Основные размеры гидравлической части насоса находят из за-
висимостей, связывающих подачу на выходе насоса QH с приня-
тым числом двойных ходов в 1 мин п и объемом цилиндров на-
соса (в л/с); часто этот объем называют идеальной пода-
чей насоса за один оборот коренного вала

у 600и 60QHiI

v ц — ------ = --------

ап п

(XII. 11)
Размеры цилиндров и ход поршня связаны следующими за-
висимостями:

для насосов одностороннего действия

Рцо = kSF = ЙЗл£)2/4;	(XII. 12)

для насосов двухстороннего действия

Рцд = kS (2F -f)=n (2£>2~ kS,	(XII. 13)

4

где k — число цилиндров насоса; S — ход поршня, м (обычно
задается на основании анализа существующих конструкций, см.
табл. XI.3); F и f — площади сечения поршня и штока, м2; D и
d — диаметры цилиндра и штока, м (диаметр штока опреде-
ляют приблизительно из расчета на прочность по наибольшему
вероятному усилию, действующему на него).

Максимальные диаметры поршней Dmax (в м) для наиболь-
шей подачи QH мах определяются следующими выражениями:

для насосов одностороннего действия

Ртах = л/= Л/-Аг<\тах- ;	(XII. 14)

V	nSk V aSn	'	’

для насоса двухстороннего действия

n —	Д_	/^гРнтах . d2	п

V	nSfe 2 у anS 2

где kr — геометрический коэффициент (для трехпоршневого на-
соса одностороннего действия равен 25,46; для двухпоршневого
насоса двухстороннего действия — 19,1).

Полученные значения округляют до ближайшего нормализо-
ванного размера по принятому ряду диаметров поршней.

§ 3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ

ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ЧАСТИ БУРОВОГО НАСОСА

В гидравлической части бурового насоса определяют основные
размеры и рассчитывают на прочность и выносливость находя-
щиеся под давлением элементы — гидравлическую и клапанную
коробки, цилиндры, выходной коллектор, штоки, крепления пор-
шня, сальники, клапаны, седла, пружины, крышки, их крепле-
ние и др.

Эти элементы рассчитывают на статическую прочность по
усилиям, возникающим в них при действии испытательного дав-
ления, принимаемого в 1,5 раза больше рабочего давления, воз-
никающего при работе насоса с наименьшим диаметром порш-
ней. Расчеты на выносливость ведут по переменным во времени
напряжениям, действующим при асимметричном или пульсаци-
онном циклах.
Гидравлическая и клапанная коробка,
цилиндры и выходной коллектор

Напряжения в этих элементах гидравлической части насоса оп-
ределяют по формулам для расчета толстостенных цилиндриче-
ских сосудов

a3 = a/-|-var,	(XII. 16)

где оэ — эквивалентное напряжение, Па; Ot — напряжение на
внутренней поверхности, Па; сг — напряжение от давления жид-
кости (ffr=pPi), Па; ppi — вероятное расчетное давление насоса,
Па, для расчетов на статическую прочность ррп = Рн^п (k„=
= 1,65—1,70—коэффициент, учитывающий вероятность превы-
шения испытательного давления над наибольшим рабочим /?н),
а для расчетов на выносливость давление ppB—pakB (йв=1,30—
1,35); v — отношение предела текучести материала при растя-
жении к пределу текучести при сжатии, v = oTp/oTc-

Для малоуглеродистых сталей атр=отс и v=l; для легиро-
ванных среднеуглеродистых сталей с термообработкой бтр^=отс
и v = oTp/oTC.

Определяются напряжения только на внутренней поверхно-
сти, так как на внешней они всегда меньше

I 4- р

= у 'Ppi'	(XII. 17)

1	— k?

где k=r]R — отношение внутреннего радиуса г к наружному 7?
рассчитываемого сечения гидравлической коробки, цилиндровой
втулки или другого элемента. Тогда из (XII. 16) эквивалентное
напряжение при принятом расчетном давлении

= ( |Ь'+7	(ХП. 18)

Коэффициент запаса статической прочности 5=<гт/оЭС дол-
жен быть не менее 1,65.

В формуле (XII. 18) при определении эквивалентного напря-
жения при расчетах на прочность используют рр„, а при расче-
тах на выносливость pVB.

Коэффициент запаса прочности по выносливости

Па = ’	(ХП • 19)

ПаХод + ‘Фа<Ъп

где o-iorp — ограниченный предел выносливости рассчитываемого
элемента, работающего в агрессивной среде, Па; если нет точ-
ных данных, то для малоуглеродистых сталей-поковок можно
принимать <т-югр = 0,35(Тв, а для литья г/-югР = 0,28 ов (ов— пре-
дел прочности материала), Па; оа — средняя амплитуда цикла,
Оа= (Стах—Omin)/2;	— среднее напряжение цикла, от =
— ((Jmax.—Omin)/2; (стах — максимальное напряжение цикла,
Отах=Оэв; Omln — МИНИМЭЛЬНОе Напряжение цикла, (JmIn = pOmax;
р — коэффициент неравномерности давления насоса, зависит от
характеристики компенсатора и степени неравномерности по-
дачи насоса, р=0,8—0,9); Дао—коэффициент, учитывающий
влияние всех факторов на предел выносливости: концентрации
напряжений, абсолютных размеров поперечных сечений, каче-
ства обработки поверхностей, эксплуатационных факторов,
технологических методов поверхностного упрочения детали.
Значения этого коэффициента выбирают из справочников по ма-
шиностроению, для насосов Дао = 2—5; Та — коэффициент, ха-
рактеризующий влияние асимметрии цикла на предельную его
амплитуду, для насосов Та = 0,05—0,2.

Коэффициент запаса прочности по выносливости па должен
быть не менее 1,3, так как гидравлическая коробка, работая
в агрессивной среде, «стареет» и ее прочность со временем сни-
жается.

Различные элементы гидравлической части насосов рабо-
тают при разном циклическом нагружении; так, клапанная ко-
робка, цилиндры и выходной коллектор работают при асиммет-
ричном цикле, а цилиндровые втулки и части гидравлических
коробок, в которых они размещаются в насосах двойного дей-
ствия, работают при пульсационном цикле.

Тонкостенные цилиндровые втулки и трубопроводы рассчи-
тываются как тонкостенные цилиндрические сосуды. Эквива-
лентное напряжение

=	.	(XII.20)

о — с -

где г — внутренний радиус втулки, м; б —толщина стенки, м;
с — наибольший допустимый износ втулки, мм (<3).

Остальные обозначения и методика расчета аналогичны при-
веденным выше. Однако цилиндровые втулки не рассчитыва-
ются на выносливость, так как втулка изнашивается по внут-
реннему диаметру значительно быстрее, чем может наступить
ее усталостное разрушение. За расчетный срок службы число
циклов нагружений гидравлической коробки составляет (70—
100) • 106, для цилиндровой втулки по нормали ОН 26-2-109—68
оно равно 2,5 • 106 при давлении 32 МПа.

Создание более точных методов расчета гидравлических ко-
робок (так же, как и станин насосов) встречает большие труд-
ности. Для получения действительной картины распределения
напряжений в этих деталях при гидравлическом испытании или
во время работы насоса применяют тензометрирование, резуль-
таты которого используют для корректировки размеров и кон-
структивных форм.

При конструировании элементов гидравлических коробок,
следует избегать резких переходов диаметров, утолщений сте-
376
нок, что может привести к появлению раковин. Переходы дол-
жны иметь радиусы закруглений не менее толщины стенки. Кор-
пуса коробок отливают из стали марок ЗОЛ, 36Л или легиро-
ванных сталей. Если их выполняют из отдельных кованых или
сварных элементов, то применяют стали марок 30, 38ХГМ и др.

Штоки насосов

Штоки насосов одностороннего действия рассчитывают на сжа-
тие и продольную устойчивость, а двухстороннего действия —
также и на растяжение.

Рис. XII. 1. Расчетная схема поршень—шток:

/ — поршень; 2—шток поршня; 3 — уплотнитель штока; 4 — шток ползуна; 5 — ползун

Расчет штоков на сжатие и растяжение, наиболшее напря-
жение растяжения или сжатия о (в Па) в минимальном попе-
речном сечении штока

° — Р тах//>

(XII.21)

где Ртах — максимальная нагрузка на шток, Н; — наименьшая
площадь сечения штока, м2.

Нагрузка, действующая на шток в насосе двухстороннего
действия, складывается из давления жидкости на поршень, тре-
ния его уплотнения о стенки цилиндровой втулки и трения
штока в сальнике (рис. XII. 1).

Сила, сжимающая шток Ршс (в Н), без учета сил инерции

Ршс = ЯРрС

D2

4

4- D/ip. — fecd/2p.

(XII. 22)

В насосах с самоуплотняющимися манжетами силы трения
в сальнике можно не учитывать, так как при сжатии штока
в штоковой камере происходит всасывание и давление незна-
чительно.
Сила Ршр (в Н), растягивающая шток насоса двухсторон-
него действия

Ршр — nPpi Г  -----h Dili*. 4" kcdlzfij >	(XII.23)

где d, D — диаметры штока и поршня, м; lt и /2 — длины уплот-
нения соответственно поршня и сальника, м; р, — коэффициент
трения между резиной и металлом уплотнений поршня и штока,
[х=0,14-0,2; kz — коэффициент среднего давления уплотнения на
шток, &с=0,15-4-0,2.

Найдя силы, действующие в штоке, определяют напряжения
в его сечениях и коэффициенты запаса прочности.

Максимальные напряжения сжатия Остах (в Па) находят из
формулы (XII.21): оСмах = Ршс//, где /=лсР/4 — площадь попе-
речного сечения штока.

Коэффициент запаса прочности по текучести

ST = От/<Тс max,

где От — предел текучести материала штока, Па. Коэффициент
запаса прочности должен быть в пределах 2—5.

На растяжение гладкое сечение штока не рассчитывается,
так как Ршс>Ршр- В насосах двухстороннего действия на растя-
жение рассчитываются сечения по наименьшему диаметру
резьбы штока с учетом силы растяжения Т (в Н), создаваемого
при затяжке гайки: T = k3 (1—х)Ршр, где k3 — коэффициент за-
тяжки; для переменной нагрузки принимается k3 = 2; х — коэф-
фициент нагрузки, равный 0,25.

Растягивающая сила в сечении резьбы штока (в Н): Ррр =
= Т -\~хР шр.

Крутящий момент от силы затяжки гайки Мг (в Н-м): Мг=
= gdoT, где £ —коэффициент, учитывающий трение в резьбе £=
= 0,1—0,15.

Напряжение растяжения в сечении резьбы штока ор (в Па):
<jp=4Ppp/n:d2o, где do — внутренний диаметр резьбы штока, м.

Касательное напряжение в сечении резьбы штока тр (в Па):
Tp=Afr/O,2d3o.

Эквивалентное напряжение при растяжении оэр (в Па):
Оэр = 'О2р-|-Зт2р.

Коэффициент запаса прочности по текучести в сечении
резьбы ST = o /оэр.

При расчете гладких частей штоков насосов двухстороннего
действия на выносливость принимается, что силы действуют по
асимметричному циклу, так как Ршс>Ршр и шток работает в аг-
рессивной среде.

Среднее напряжение цикла о™ (в Па): от=(остах—ормах)/2.

Амплитуда цикла оа (в Па): оа = оСтах—От- Максимальное
напряжение растяжения ортах (в Па) находится из формул
(XII.21) и (XII.23): оРмах — Р шр/f*
Коэффициент запаса прочности по выносливости во всех
опасных сечениях штока

ла =-----^=122----,	(XII.24)

GaKaD 4" Фа^т

где О-югр — ограниченный предел выносливости на сжатие при
симметричном цикле, Па. Если нет точных данных, то его зна-
чение определяют приближенно: o‘-iorp=0,8o_ic, где o-ic — пре-
дел выносливости на сжатие на воздухе при симметричном
цикле.

Аналогично рассчитывается сечение штока на выносливость
по резьбе, но при определении напряжения <тРМах принимают
силу Ррр, учитывающую крутящий момент от затяжки гайки. Ве-
личины коэффициентов K.<sd и Та подбирают по справочникам.

В насосах одностороннего действия штоки нагружаются пе-
ременными сжимающими силами, действующими по пульсаци-
онному циклу. Среднее напряжение сжатия этого цикла ат
равно средней амплитуде напряжений оа = оМах/2.

Коэффициент запаса прочности по выносливости

Па ------.	(XII. 25)

<*с maxXaD + 'Фа

Значения коэффициентов запаса прочности по выносливости
должны быть не менее 1,2.

Расчет штоков на продольную устойчивость. При гибкости
штока Х = /ш/г'т1п>105 расчет ведут по формуле Эйлера и при-
нимают, что концы штока закреплены шарнирно.

Наименьший радиус инерции штока /min (в м) определяют из
выражения

*min = V777,	(XII.26)

где 7=лй?4/64 — момент инерции, м4.

Гибкость штока X=/m/imin, где /ш — длина штока поршня, м.

Критическая сила сжатия штока Ркр = л2£7/1щ, гдеЕ— мо-
дуль упругости материала штока, Па.

Коэффициент запаса устойчивости

р р г
шс 1 ШС Ш

При гибкости /ш/iminC 105 коэффициент запаса устойчивости
определяется из выражения п=окР/Ос мах, где окр— критическое
напряжение сжатия (в Па): <ткр = 335—0,6 X для углеродистых
сталей и окр=470—2,3 X для сталей с содержанием никеля 5 %.
Коэффициент запаса устойчивости в существующих конструк-
циях колеблется в пределах 2—4.

Составные штоки рассчитываются путем добавления к длине
штока поршня эквивалентной длины штока ползуна /Э=/ШПХ
X(d/di)2. где /шп —длина штока ползуна; di — его диаметр.
Расчетная длина составного штока /Р=/ш + /э-

При расчетах срока службы сменных быстроизнашиваю-
щихся деталей насоса (напрймер, поршней, штоков поршней на-
сосов двухстороннего действия и др.) они подвергаются воздей-
ствию (5—10) 105 циклов нагрузки, что соответствует сроку их
службы, в 50—100 раз меньшему, чем расчетный технический
ресурс насоса.

Расчет клапанов. Основные размеры клапанов зависят от по-
дачи и числа двойных ходов поршня насоса, а высота его подъ-



Рис. XII.2. Расчетная схема кла-
пана

ем а определяется скоростью
потока жидкости в клапанной
щели. Если размеры клапана
и его гидравлическое сопро-
тивление рассчитаны непра-
вильно, то при его закрытии
появляется характерный стук,
который принимают за крите-
рий правильности выбора раз-
меров клапана для заданных
условий работы.

В качестве критерия, ха-
рактеризующего степень опас-
ности возникновения стука,
принимают отношение пло-
щади опорной и уплотнитель-
ной поверхностей тарели кла-
пана к площади верхней по-
верхности клапана

йст = — ------,	(X11.28)

Dq cos у

где DK и Do — диаметры клапана и отверстия седла, м; у —
угол наклона образующей конической посадочной поверхности
клапана (рис. XII.2). Для клапанов буровых насосов прини-
мают у = 30—60°.

Если £Ст>0,5 при работе на воде или £Ст>0,4 при перекачке
вязких растворов, то стука клапанов не возникает. В современ-
ных буровых насосах большой мощности, развивающих высокие
давления, клапаны имеют хорошо развитые опорные и уплот-
няющие поверхности и параметр kCT обычно выше этих преде-
лов и клапаны при нормальных условиях всасывания закрыва-
ются без стука.

Так как из условий взаимозаменяемости размеры всасы-
вающих и нагнетательных клапанов выбирают одинаковыми,
рассчитывают размеры только всасывающего клапана.
Площадь проходного сечения седла клапана So (в м2)

я£>2со/?	я£>2

So = ------В-----=-------1

4Го max	4

(XII.29)

где Dp — расчетный диаметр поршня насоса, м, обычно Dp —
= 0,7—0,8 Z)Max‘, о) — угловая скорость коренного вала насоса,
с-1; R — радиус кривошипа коренного вала, м; t»Omax — наи-
большая скорость потока в отверстии седла, м/с

"о max =(1-1-25) Р°н12®-0’3,

где р.н — давление на выходе насоса, Па.

Максимальную скорость потока в отверстии седла всасы-
вающего клапана при работе с подпором 0,05—0,1 МПа прини-
мают равной 4 м/с, а при работе с подпором 0,2—0,3 МПа —
6—7 м/с.

Диаметр отверстия седла клапана Do (в м)

Do — 1,13 SokoCf

(XII.30)

где koc — коэффициент уменьшения площади отверстия седла.

Для седел с ребрами koc — 0,7—0,75, без ребер koc— 1

Наибольшая высота подъема всасывающего клапана hmax
(в м)

.	_ л (0,12+ 1,90£Ст)

«шах------------------------

(XII.31)

ЗОсо

Для нормальных условий всасывания расчетную высоту
подъема клапана hp можно определять из выражения

ftp = (0,045 — 0,055)	.	(XII.32)

cosy

Диаметр тарели клапана Дк (в м)

D2/?c>

DK  ----------В---------,	(XII. 33)

4pftp cos у	~~Рк

где ц — коэффициент расхода, определяемый по графику
(рис. ХП.З); представлен зависимостью от безразмерного пара-
метра х, равного отношению площади выходного сечения щели
клапана lhp к площади проходного сечения седла клапана So
(I — длина щели); р — плотность раствора, кг/м3; рк — избы-
точное давление жидкости под открытым всасывающим клапа-
ном, Па; рк принимают равным не менее 0,05 МПа, так как
клапаны буровых насосов не рассчитывают на самовсасывание
при уровне жидкости ниже оси цилиндров насоса.
Для конического тарельчатого клапана бурового насоса

_ lhp 4DKhp cos у
X —------=	“

So D20

(XII.34)

Поскольку площадь выходного сечения щели клапана lhp
и параметр х неизвестны, сначала задаются значением пара-
метра х=0,2—0,3, а затем расчет уточняют по принятым раз-
мерам.

Открытый клапан находится в равновесии в потоке проте-
кающей через него жидкости

*$оРк = GK Pnpi	(XII.35)

где GK — вес клапана, Н; Рпр — нагрузка на пружину при от-
крытом клапане, Н

Рпр = $оРк GK.

Диаметр проволоки пружины рассчитывается по формуле

d =

8Р D3 i
г пр ср

GV

(XII.36)

где ДСр — средний диаметр витка пружины, м; i — число рабо-
чих витков пружины; G — модуль упругости при сдвиге, равный
8>104 МПа; У — деформация пружины, м (выбирается так,
чтобы сила сжатия пружины, действующая на закрытый кла-
пан, составляла 80—85 % от силы, действующей на открытый).

Высота подъема клапана обычно ограничена до 1,5 hp.

Экспериментально установлено, что при диаметре поршня
130—180 мм высота подъема нагнетательного клапана соста-
вила 13—28 мм, а всасывающего 10—25 мм. Приведенный рас-
чет является приблизительным, поэтому окончательные раз-

Рис. ХП.З. Зависи-
мость коэффициента
расхода клапана р
от безразмерного па-
раметра х

меры клапанов, нагрузка на них и высота
всасывания должны быть проверены при
испытаниях насосов.

Необходимая проекция площади опор-
ной поверхности тарели на плоскость, пер-
пендикулярную к оси клапана, определя-
ется по допускаемым удельным нагрузкам,
так, чтобы в пределах Дк размещалось
эластичное уплотнение шириной 15—25 мм.

Площадь опорной поверхности соприко-
сновения тарели клапана S0K с седлом
(в м2)

Sok = Y $ - D20 + Р2 - d2m) + г6(Д°2-Дв)_ ,

(XII.37)
где z — число ребер седла; остальные обо-
значения на рнс. XII.2.
Сила, действующая на тарель закрытого клапана Рк (в Н)

Рк = Рня2)к/4-

(XII.38)

Удельная нагрузка на опорную поверхность седла рс (в Н/м2):
рс~ Рk/Sqk-

Для закаленных опорных поверхностей клапана допуска-
ются удельные нагрузки до 80 МН/м2.

Ширина эластичной поверхности уплотнения 6У= (0,65—0,8)
Ьк (см. рис. XII.2). В насосах высокого давления клапан одно-
временно должен садиться своей плоской частью на ребра
седла. В клапанах эластичный элемент стремятся изготовлять
более широким и жестким. Толщину тарели бт клапана выби-
рают из конструктивных соображений. Тарель клапана рассчи-
тывают на прочность и выносливость как пластину радиуса
dT/2, свободно опертую по краям и нагруженную равномерно
распределенной нагрузкой, действующей по пульсационному
циклу.

Момент изгиба тарели клапана Мт (в Н-м) определяется
выражением

7ит = _^£ (з+и)«0,05р fd2,
64

(XI 1.39)

где pPi — расчетное давление из (XII.12), Па; ц— коэффициент
Пуассона, для стали |1==0,3.

Максимальное напряжение изгиба тарели при опрессовке
(Ти шах (в Па)

Он шах —

°’31Ррп°т

6Л4Т

&
т

где От — предел текучести материала тарели, Па, а коэффи-
циент запаса прочности 8т—ат/аи шах должен быть >3.

Коэффициент запаса прочности по выносливости

Па =

2о_югр

°а (Ха£> + 'фа)

(XII. 40)

где оа — средняя амплитуда напряжений цикла, равная сред-
0,31pOBd2

нему напряжению: (Уа=СГт = СГвтах/2; СГвтах =-Е----макси-

«т

мальное напряжение изгиба при циклическом нагружении, Па;
бт — толщина тарели клапана, м; cr_i 0Гр — ограниченный пре-
дел выносливости изгиба при пульсационном цикле. Па. Коэф-
фициент запаса прочности по выносливости па=1,3—1,6; ос-
тальные величины известны.

Для тарелей клапанов, садящихся на ребра седла, толщина
диска тарели может быть уменьшена в 1,5—2 раза.
Остальные элементы гидравлической части насоса — крышки
цилиндров и клапанных коробок, резьбовые втулки и шпильки—
расчитывают с учетом их предварительной затяжки по форму-
лам, приведенным в справочниках по общему машиностроению.

§ 4. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ

ТРАНСМИССИОННОЙ ЧАСТИ БУРОВОГО НАСОСА

При проектировании трансмиссионной части бурового насоса
сначала определяют геометрические параметры кривошипно-ша-
тунного механизма: длину хода поршня, радиус кривошипа или
эксцентриситет эксцентрика, длину шатуна и др. Затем выби-
рают номинальную частоту вращения коренного вала, т. е. число
двойных ходов поршней, необходимое для обеспечения требуе-
мой номинальной подачи, уже ранее определенных [см. фор-
мулы (XII.2) — (XII.4)].

После этого определяют закономерности движения поршня,
действующие усилия и рассчитывают элементы на прочность и
выносливость.

Движение поршня и подача насоса

Поршень бурового насоса приводится в движение кривошип-
но-шатунной передачей (рис. XII.4). Точки ЛМТ и ПМТ—край-
ние левое и правое положения поршня.

Расстояние поршня от предшествовавшего крайнего положе-
ния равно его пути — ходу S (в м)

S — R (1 — cos а) ±-------sin2 а,

’	2£

(XII .41)

где 7? — радиус кривошипа, м (для насосов одностороннего дей-
ствия 7? = 0,1—0,15 м, двухстороннего действия — 0,15—0,25 м);
а — угол поворота кривошипа, отсчитываемый от оси цилин-
дров, градус; L — длина шатуна, м.

Скорость поршня v (в м/с) рассчитывается по формуле

V — R(i>

' R
sin а ±-----sin

2£

(XII.42)

где а» — угловая скорость коренного вала, равная лп/30, с-1.
Средняя скорость поршня должна составлять ~1 м/с. Знак
плюс берется при движении поршня к коренному валу насоса,
а минус — при его движении от коренного вала.

Максимальная скорость поршня итах (в м/с)

—Ч'+Кт)1]

(XII.43)

при RJL = l/5 Umax =1.02
Ускорение поршня е (в м/с2) определяется выражением

е = /?со2

(cos а ± cos 2а
L

(XII.44)

Основные параметры буровых насосов следует выбирать по
аналогии с параметрами существующих насосов. Достаточно
а

Рис/ XII.4. Индикаторная диаграмма (а) и схема движения поршня (б):

1, 11, Ill, IV — соответственно сжатие, нагнетание, расширение и всасывание жидкости;
Q — подача; ро, рв и Ри— соответственно давления нулевое, всасывания и номинальное;
Ум, и Уф — объемы мертвого пространства, идеальный цилиндра и фактический на-
гнетания

твердо установившимся является отношение радиуса окружно-
сти R, описываемой центром подшипника мотылевой головки
шатуна относительно оси вращения коренного вала, к длине ша-
туна L. В существующих конструкциях это отношение выбира-
ется в пределах 7?/А= 1/4,5—1/5, средняя скорость поршня 0,9—
1,0 м/с, максимальная 1,4—1,8 м/с.

Как видно из формулы (XI 1.42), поршень движется с пере-
менной скоростью, что ведет к неравномерности всасывания и
нагнетания и снижает действительную подачу. Большое значе-
ние при этом имеют запаздывание открытия и закрытия всасы-
вающих и нагнетательных клапанов, несовершенство всасываю-
щего трубопровода, наличие в жидкости нерастворенных газов,
сжимаемость бурового раствора, упругость элементов гидравли-
ческой части насоса и др. В буровых насосах клапаны откры-
ваются и закрываются с запаздыванием на 14—16° (угол пово-
рота ф коренного вала). Наличие, например, 2—4 % газа
в буровом растворе на 4—10 % снижает коэффициент подачи
бурового насоса, работающего даже с подпорным насосом.

Как видно из индикаторной диаграммы подачи одного ци-
линдра насоса, в начальный момент движения поршня из пра-
вой мертвой точки ПМТ на пути поршня 0—1 происходит за-
паздывание посадки всасывающего клапана (это соответствует
участку поворота коренного вала на угол фон что ведет к по-
тере подачи Qoi жидкости, перетекающей из цилиндра во вход-
ной коллектор). В интервале хода поршня 1—2 (что соответ-
ствует повороту коренного вала на угол Ф02) происходит сжатие
жидкости, увеличение давления и уменьшение ее объема, нахо-
дящегося в цилиндре и мертвом пространстве. В этот период
происходит одновременно некоторое увеличение идеального объ-
ема рабочей камеры вследствие упругих деформаций гидравли-
ческой коробки и других элементов. Давление жидкости, нахо-
дящейся между поршнем и закрытыми нагнетательными и вса-
сывающим клапанами, начинает расти. Сначала оно достигает
величины давления нагнетания рп> затем продолжает увеличи-
ваться до тех пор, пока не преодолеет сил инерции и других
сил, действующих на клапан, после чего в точке 2 нагнетатель-
ный клапан быстро открывается.

Интенсивность наращивания давления зависит от упругости
бурового раствора, стенок гидравлической коробки и других эле-
ментов и скорости движения поршня. Например, превышение
давления рн в насосе одностороннего действия при числе ходов
100—120 в 1 мин составляет 0,6—1,5 МПа. Дальнейшее изме-
нение давления в рабочей камере носит колебательный харак-
тер (начальный участок линии 2—3), так как жидкость, находя-
щаяся в цилиндре и мертвом пространстве, является как бы
жидкой пружиной, а жидкость, занимающая пространство от
нагнетательного клапана до компенсатора, — колеблющейся
массой на этой пружине.

Подача жидкости из рабочей камеры в выходной коллектор
заканчивается в точке 3 (левая мертвая точка ЛМТ). Законо-
мерность подачи (кривая Qz) жидкости из цилиндра определя-
ется скоростью движения поршня. В момент достижения порш-
нем точки 3 нагнетательный клапан находится на некоторой
высоте над седлом и подача жидкости Q34 перетекает из выход-
ного коллектора обратно в цилиндр до тех пор, пока клапан не
сядет на седло в точке 4 (это соответствует повороту коренного
вала на угол Ф04). На участке 4—5 происходит понижение дав-
ления в камере до р0 (соответствующее углу поворота фоб).
В точке 5 открывается всасывающий клапан и рабочая, камера
вновь заполняется жидкостью.

Таким образом, фактический объем жидкости Уф, перете-
кающей из рабочей камеры к выходу насоса, определяется ин-
тервалом 2—4 движения поршня. Заштрихованные, участки оп-
ределяют разность между идеальным и фактическим объемами
жидкости, вытесненной поршнем за один ход. Опыт показывает,
что интервалы 0—1 и 3—4 для всасывающих и нагнетательных
клапанов мало отличаются друг от друга, хотя высоты подъема
клапанов различны. Величина запаздывания клапана зависит
также от начального сжатия пружины клапана и ее жесткости.
Потери подачи растут с увеличением давления нагнетания и до-
стигают максимальных значений при наименьших диаметрах
поршней.

Какие бы типы подпорных насосов не применялись на вса-
сывающей линии бурового насоса, коэффициент подачи а даже
теоретически не может быть равным единице, однако напор во
всасывающей линии оказывает большое влияние на его вели-
чину, особенно при перекачке газированных растворов больших
вязкости и плотности.

Наилучшие результаты дают подпорные насосы, развиваю-
щие давление на выходе 0,3—0,5 МПа при коротких всасываю-
щих линиях (до 5 м длиной).

Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Сила, действующая на палец ползуна кривошипно-шатунного
механизма, зависит от давления жидкости на поршень, динами-
ческих сил инерции движущихся возвратно-поступательно масс
поршня, штока, ползуна и части шатуна, а также от силы
трения.

При сжатии сила Рс (в Н) [см. рис. XII.1, XII.5, а и фор-
мулу (XI 1.22)]

Рс — Ршс + Рид + Рпт	(XII.45)

или в насосе двухстороннего действия при растяжении [см.
формулу (ХП.23)]

Рр = /’шр “Ь Рид “Н Рт-	(XI 1.46)

Динамическая сила инерции ползуна и связанных с ним ча-
стей РПд (в Н) определяется выражением

Рпд=бп-^-,	(XI 1.47)

где е — ускорение поршня, м/с2 [см. формулу (ХП.44)]; Оп — вес
ползуна и связанных с ним движущихся элементов и !/з длины
шатуна, Н.
Примечание. При числе двойных ходов поршня до 100
в 1 мин силами инерции можно пренебречь.

Сила трения ползуна Рпт (в Н)

г» (Gn — Л1С) Цп

*ПТ —----------г------

cos р

(XII. 48)

где Л^с — нормальная сила, действующая на ползун (см.
рис. XII. 5, а), Н; рп — коэффициент трения накладок ползуна
о направляющие станины при обильной смазке, равный 0,05—
0,08; р—угол поворота шатуна: sin р = R/L sin а.

Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме при
ходе сжатия в бесштоковой камере (см. рис. XII.5, а), можно
определить из следующих выражений.

Рис. XII.5. Схемы действия сил в кривошипно-шатунном механизме насоса

Сила Тс (в Н), сжимающая шатун [см. формулу (ХП.45)],

Tc = Pc/cosp.	(XI 1.49)

Нормальная сила Nc (в Н), действующая на ползун,

A\. = Tcsin₽.	(XII.50)

Вращающая сила, действующая на кривошип Fc (в Н),

Fc = Тс sin (ар),	(XII.51)

где а — угол между осью ползуна и кривошипом при ходе из
ПМТ в ЛМ,Т (см. рис. XII.5, а).

Сила Z (в Н), сжимающая кривошип,

Z = Тс cos (а + Р).	(XII.52)

Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме при
ходе сжатия в камере со штоком (см. рис. XII.5, б), можно рас-
считать по следующим формулам.

Сила Тр (в Н), растягивающая шатун [см. формулу (XII.46)],

Тр = Pp/cos (аР).	(XII.53)
Нормальная сила Мр (в Н), действующая на ползуй,

= Tpsin(<p + ₽),	(XII.54)

где ф — угол между осью ползуна и кривошипом при ходе из
Л МТ в ПМТ.

Вращающая сила, действующая на кривошип Гр (в Н),

Fp = Tpsin (<х+ ₽).	(XII.55)

Сила Z (в Н), сжимающая кривошип,

Z = Тр cos (а + ₽)	(X I 1.56)

В насосах двухстороннего действия при движении поршня
назад, т. е. к коренному валу, растягивающие силы меньше сжи-
мающих, так как часть площади занимает шток. В насосах од-
ностороннего действия растягивающие силы незначительны, так
как при этом в камере осуществляется только всасывание.

Силы, действующие на коренном валу. Как видно из выра-
жений (XII.51) и (XII.55), тангенциальная сила на кривошипе
коренного вала F(t) изменяется в зависимости от угла а пово-
рота вала, а следовательно, будет изменяться и крутящий мо-
мент AfK(t) на коренном валу

A4K(O = /?F(0 нлн Л4К^) = А4ксррк^),	(XII.57)

где AfKcp — средний момент за цикл (одни оборот коренного
вала), Н-м,

А4КСР = RFcp =9,55 -^-=9,55 Рн<?н ,	(XII.58)

Лк	ПкЧм

где Fcp — средняя за цикл тангенциальная сила, Н; NK — мощ-
ность на коренном валу, Вт; пк — частота вращения коренного
вала, об/мин; ря — среднее давление на выходе насоса, Па;
QH — подача насоса, л/с; т)и — к. п, д., учитывающий потери мощ-
ности на трение от поршня до коренного вала, т)и=т)4м,115м; Для
расчетов можно принимать т)м=0,90—0,94 [см. формулу (XI 1.9)];
Рк(о — коэффициент неравномерности крутящего момента

= F

1г1к ср ср

(XII.59)

Расчетные графики изменения коэффициентов неравномер-
ности крутящего момента щц приведены на рис. XII.6.
Коэффициент йеравйомерйосТи крутящего момента Двух-
поршневого насоса двухстороннего действия с углом смещения
кривошипов 90° (рис. XII.6, а) рассчитывается по формуле

Нг (о + Нг (/+т/4)

Р2к(О ------------------------

(XII.60)

где Ц2(о — коэффициент неравномерности момента однопоршне-
вого насоса двухстороннего действия

|Х2 (/) __ ------------------------

J [р<'0—(* — ф2) pu>] w*

(XII.61)

где p\t) и р"(/) — текущие значения давления при движении со-
ответственно к ЛМТ и ПМТ\ ф— отношение диаметра штока d
к диаметру установленного в насосе поршня D, ф=0,35—0,6;
«(О — относительная скорость поршня, u^—v/R [см. формулу
(XII.42)]; Т и t — период и текущее время.

Коэффициент неравномерности момента трехпоршневого на-
соса одностороннего действия с углом смещения кривошипов
120° (рис. XII.6, б)

..	_	У) "* РК<+	У+2Г/3)

Изк (О------------------«

(XII.62)

где — коэффициент неравномерности крутящего момента
однопоршневого насоса одностороннего действия

l1! (о -

Гр(0ц«)
г

о

(XII.63)

Из графиков (см рис. XII.6) видно, что характер изменения
крутящего момента на коренном валу (кривые цК(о) отличается
от характера изменения подачи (кривые QH), так как крутящий
момент является функцией изменения тангенциальных усилий
на кривошипах коренного вала, их относительного смещения
друг относительно друга, а также отношения R/L. Некоторое
влияние на характер изменения крутящего момента на корен-
ном валу оказывают пульсации давления в выходном коллек-
торе насоса и упругие колебания во всей системе, так как после
открытия нагнетательного клапана полость цилиндра связана
с выходным коллектором.
Нагрузки, действующие на трансмиссионном валу. Средний
крутящий момент AfTC (в Н • м) должен быть приложен к транс-
миссионному валу

ЛТтс = 9,55 ^пи или Л/тс = ——кс

Я-гПиН	MpfllM

(XII.64)

где ИПИ— полезная мощность насоса, Вт [см. формулу (XII.1)];
Пт — частота вращения трансмиссионного вала, об/мин (пт=
— пкир); пк — частота вращения коренного вала, об/мин; «р —
передаточное отношение редуктора между трансмиссионным и

Рис. XII.6. График изменения подачи QB и коэффициента крутящего момента
на коренном валу

коренным валами; г)Мн — механический к. п. д. насоса, равный
0,8—0,87 [см. формулу (XII.9)]; три— к. п. д. трансмиссионного
вала [см. формулу (XII.9)].

На рис. XII.7 приведены осциллограммы изменения давле-
ния в цилиндрах и крутящего момента на трансмиссионном
валу; на рис. XII-.7, а — изменение давления нагнетания двух-
поршневого насоса двухстороннего действия (р'ь p"i—давле-
ния в бесштоковой и штоковой камерах первого цилиндра; р'2>
р"2 —то же, второго цилиндра). На рис. XII.7, б — те же пара-
метры для трехпоршневого насоса прямого действия (рь р2, рз
и рн— давления соответственно в различных цилиндрах и сред-
нее на выходе насоса с компенсатором; Л1т — крутящий момент
на трансмиссионном валу).

Из этих графиков видно, что фактические колебания крутя-
щего момента на трансмиссионном валу отличаются от рас-
смотренных выше теоретических изменений момента на корен-
ном валу.
Проведенные исследования динамических процессов в буро-
вых насосах показали, что амплитуда колебаний крутящего мо-
мента на трансмиссионном валу зависит от коэффициента по-
дачи насоса и количества газа в растворе. Например, в трех-
поршневом насосе при уменьшении коэффициента подачи а от
0,95 до 0,8 максимальное значение крутящего момента увеличи-
вается от 1,3 до 1,9, при этом коэффициент асимметрии цикла
нагружения изменяется от 0,48 до 0,04, т. е. циклы действия сил
на трансмиссионном валу могут изменяться от асимметричного
до пульсационного.

При значительном понижении коэффициента подачи могут
возникать зазоры в зубчатой передаче и резкие динамические
удары. Испытания с подпорными насосами показали, что даже
при высоком содержании газовой фазы (4—5 %) при избыточ-
ном давлении на входе насоса 0,3—0,4 МПа удается сохранить
высокое значение коэффициента подачи, повысить к. п. д. на-
соса и избежать значительных динамических нагрузок в его
трансмиссии.

На характер нагружения трансмиссии насоса влияют и
масса приводного шкива, тип передачи от двигателя (цепная
или клиноременная)', характеристика двигателя, динамический
момент его вращающихся элементов и равномерность их вра-
щения.

По этим причинам при расчете элементов трансмиссионной
части буровых насосов рекомендуется принимать следующие ко-
эффициенты перегрузки: на статическую прочность &Пп=1,8—2;
на выносливость &Пв=1,4—1,5 при работе насосов с подпорными
насосами и &Пв=1,7—1,8 при работе без подпорного насоса.

Коренной и трансмиссионный валы рассчитываются по при-
веденным напряжениям кручения и изгиба на статическую проч-
ность и выносливость по общепринятым методам, приведенным
в справочниках по машиностроению.
Раздел пятый

ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ВРАЩЕНИЯ
БУРИЛЬНЫХ колонн

Глава XIII

ФУНКЦИИ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ОБОРУДОВАНИЯ

§ 1.	ФУНКЦИИ И СХЕМЫ

Разработка новых конструкций оборудования для вращения бу-
рильных колонн начинается с рассмотрения функций, выполняе-
мых этим оборудованием в процессе проводки скважин.

Функциями этого оборудования являются:

подача бурильной колонны с долотом и регулирование ее ско-
рости в пределах от 0 до 100 м/ч для поддержания на долоте
необходимой нагрузки и обеспечения возможной скорости его
углубления;

ввод под давлением бурового раствора от насосного ком-
плекса через буровой рукав внутрь вращающейся бурильной ко-
лонны;

вращение бурильной колонны с частотой 30—300 об/мин
в процессе бурения или восприятие реактивного момента при
вращении долота забойными двигателями;

вращение бурильной колонны: при «проработке» ствола сква-
жины для ликвидации сужений, калибровки ствола и удаления
со стенок глинистой корки перед спуском обсадной колонны и ее
цементированием; при развинчивании «прихваченной» в сква-
жине бурильной колонны с целью извлечения ее верхней сво-
бодной части, а также в процессе фрезерования оборванной ее
части или металлических предметов на забое; при свинчивании
резьбового ловильного инструмента с оставленной в скважине
частью бурильной колонны.

Для выполнения этих функций в состав буровой установки
должно быть включено следующее оборудование:

устройство для подвески вращающейся бурильной колонны—
вертлюг для поддержания ее на весу и ввода внутрь нее нагне-
таемого под давлением бурового раствора, газа или их смеси;

вращатель — ротор, обеспечивающий вращение и передачу
крутящего момента бурильной колонне, поступательно переме-
щающейся с вертлюгом вдоль вертикальной оси.

В установках глубокого разведочного и эксплуатационного
бурения ротор и вертлюг представляют собой отдельные, хотя
и кинематически связанные ведущей трубой, устройства, каж-
дое из которых выполняет определенные функции.
Ротор монтируется иа балках Основания (рис. ХШ.1), при-
водится во вращательное движение от привода и передает кру-
тящий момент и движение бурильной колонне через ведущую
трубу, верхний конец которой соединен со стволом вертлюга.
Вертлюг подвешивается иа крюк подъемной системы и вместе
с ним вертикально перемещается.

Рис. ХШ.1. Схема оборудования для вращения бурильной колонны:

/ — пол буровой; 2 —вращатель; 3 — ведущая труба; 4 — клапан обратный; 5 —враща-
тель ведущей трубы; 6 — шланг сжатого воздуха; 7 —рукав буровой; 8 — вертлюг; 9 —
стояк; 10 — блок талевый

В установках для бурения неглубоких скважин иногда верт-
люг совмещен с ротором, и это устройство также подвешивается
на крюке. В этом случае бурильные трубы присоединяются
к стволу этого устройства, к нему подводятся буровой раствор
и энергия для вращателя. Для восприятия реактивного момента
на всем пути перемещения вертлюга в этом случае должно быть
предусмотрено устройство в виде ползуна, передающего реак-
тивное усилие на вертикально натянутый трос.

Использование такого агрегата позволяет обходиться без ве-
дущей трубы и роторов, ускоряет наращивание бурильной ко-
лонны и высвобождает место на полу буровой. Однако приме-
нение этих роторов-вертлюгов сопряжено с рядом неудобств
йрй выполнении сПускО-поДъеМНЫх операций и прй сйуСках об-
садных колонн. Для восприятия реактивного момента, нагру-
жающего корпус силового вертлюга, необходимо устройство
вертикальных направляющих по всему пути их перемещения.
Эти, а также другие недостатки силовых вертлюгов объясняют
их ограниченное применение.

Механизм подачи обеспечивает спуск или подъем бурильной
колонны с долотом и регулирование скорости движения ко-
лонны в требуемых пределах.

Подачу и нагрузку на долото регулируют через лебедку и та-
левую систему спуско-подъемного комплекса механизмом, свя-
занным трансмиссией с подъемным валом лебедки.

§ 2.	ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ОБОРУДОВАНИЯ
ДЛЯ ВРАЩЕНИЯ БУРИЛЬНЫХ КОЛОНН

После того как уточнены функции и определена схема привода
для вращения колонны, определяют основные параметры, ха-
рактеристики и требования, которым должно удовлетворять это
оборудование при проводке скважин заданной конструкции.

Параметры типовых режимов роторного бурения приведены
в табл. XIII.1. В процессе бурения скважин, особенно на боль-
шие глубины, должны обеспечиваться плавность и точность ре-
гулировки во всех требуемых диапазонах частоты вращения и
подачи бурильной колонны. Частоту вращения следует регули-
ровать с точностью 10—15 %, а нагрузку на долото с точностью
±5—10 кН в зависимости от физико-механических свойств бу-
римых пород, типа долота и режима бурения.

При проектировании нового или модернизации существую-
щего оборудования для вращения бурильных колонн важно
знать закономерности нагрузок и частот вращения в зависимо-
сти от глубины скважины. Поскольку конструкции скважин
весьма разнообразны даже для одних и тех же конечных глубин
бурения, при проектировании этого оборудования выбирают ти-
повую скважину, являющуюся результатом математической об-
работки фактических и предполагаемых данных о конструкциях

Таблица XI 11.1 Параметры типовых режимов роторного бурения шарошечными
долотами

Диаметр долота, мм	Частота вращения долот, об/мин		Осевая нагрузка на долото, кН	
	предельная	наиболее часто реализуемая	предельная	наиболее часто реализуемая
193,7—200,0	30—300	40—300	50—250	90—220
215,9—228,6	40—300	50—120	52—280	80—250
244,5—250,8	60—310	70—140	50—280	90—250
269,9—311,1	70—310	90—220	50-350	80—300

396

скважин и режимах их бурения. На основании этого для опре-
деленных условий выбирают вероятные типовые конструкцию
скважины, компоновку бурильной колонны, режим бурения —
частоту вращения колонны при бурении каждого интервала
скважины и предполагаемые скорость бурения и проходку на
долото.

Затем задаются оптимальным сроком службы или числом
скважин, буримых в течение срока службы оборудования до ка-
питального ремонта, и устанавливают уровень надежности для
заданных условий работы.

Рис. Х111.2. График изменения параметров режима бурения от глубины
скважины

Частота вращения бурового долота зависит от типа долота
и его диаметра, физико-механических свойств разбуриваемых
пород, геологических условий их залегания, нагрузки, условий
очистки забоя от выбуриваемой породы и других факторов.
Следует иметь в виду, что каждый тип шарошечного долота
рассчитан на определенную предельную частоту вращения и
оборудование, служащее для его привода, должно обеспечивать
возможность непрерывного или ступенчатого регулирования ча-
стоты его вращения в соответствии с установленным режимом
бурения.

Характер изменения параметров бурения показан на
рис. XIII.2. Конструкция типовой скважины приведена на
рис. XIII.2, а, изменение крутящего момента, необходимого для
вращения долота Л4Д, бурильной колонны AfK и эквивалентный
момент Мэ, который может быть принят как расчетный при оп-
ределении долговечности, — на рис. XIII.2, б.

397
За расчетную частоту вращения ствола ротора и ствола
вертлюга принимается ее среднее значение пР СР- Изменение
фактической частоты вращения пр по глубине скважины L при-
ведено на рис. XIII.2, в.

Изменение скорости бурения vc показано на рис. XIII.2, г,
где Кбт — теоретическая вероятная скорость, а 1>бсР — средняя
скорость бурения: V6cp=Lclt (Lc — глубина типовой скважины,
t — время механического бурения скважины, равное сумме Л +
+ /2+ ... ti, где Л, ti,..., ti — время бурения каждого интер-
вала скважины, ч).

5000 0000 3000 2000 1000	0	75	150 225 300 375

L,M

Рис. XIII.3. Номограмма для определения мощности, требуемой для враще-
ния бурильной колонны

Относительное время бурения типовой скважины (в %) при-
ведено на рис. XIII.2, е. Время бурения скважины и среднюю
скорость механического бурения обычно определяют по каждой
пробуренной скважине и по каждому буровому предприятию.
При расчетах принимают статистические средние значения.

На ствол вертлюга действует растягивающая сила Рв, изме-
няющаяся в зависимости от нагрузки на долото Ра и веса ко-
лонны Рк (рис. XIII.2, д). Нагрузка на долото зависит не только
от глубины и буримости пород, но и от типа долота. Например,
для долот истирающего типа нагрузка может быть меньше, чем
для шарошечных, поэтому ее изменение носит случайный ха-
рактер.
Нагрузки на долото могут быть подобраны по табл. XIII. 1
или определены из выражения

Рд-РудОд,	(XIII. 1)

где Дуд — удельная нагрузка на долото, кН на 1 см диаметра до-
лота (Руд = 2ч-16 кН/см и более); Da — диаметр долота, см.

Мощность на столе ротора jVp (в кВт), необходимая для вра-
щения бурильной колонны,

Мр = Л4рсо или^Мр = 0,105МрПрСр,	(XIII.2)

где Мр — крутящий момент на столе ротора, MP=MK+Mfl; со —
угловая скорость вращения ротора, е-1.

Потерями мощности на преодоление сил трения в вертлюге
вследствие их малости можно пренебречь.

Мощность ротора может быть определена также из моно-
граммы (рис. XIII.3), на которой стрелками показан пример, со-
ответствующий длине бурильной колонны L=2000 м, частоте
вращения ротора /гр=120 об/мин, удельной нагрузке на долото
Рд=8 кН/см. Для этих условий мощность Vp=126 кВт.

Число циклов нагружений или суммарное число оборотов
бурильной колонны за время бурения одной типовой скважины
роторным способом составляет:

£к = 6о£п^,	(XIII.3)

i=l

где nt — частота вращения при бурении каждого интервала,
об/мин; ti — время бурения каждого интервала, ч.

Зная число циклов действия нагрузки при бурении типовой
скважины, вероятный ресурс работы и интенсивность отказов
роторов и вертлюгов, всегда можно оценить вероятность их без-
отказной работы.

Глава XIV

ВЕРТЛЮГИ

§ 1.	ТРЕБОВАНИЯ, СОСТАВ, СХЕМЫ И ПАРАМЕТРЫ

Кроме перечисленных выше функций, вертлюги также исполь-
зуются при промывке скважины и доливе в нее раствора во
время подъема бурильных колонн с обратным клапаном. В лег-
ких передвижных установках с устройством для принудитель-
ной подачи долота нагрузка на долото передается также через
вертлюг.

Вертлюг — промежуточное звено, отделяющее вращающуюся
и поступательно движущуюся бурильную колонну от переме-
щающихся только поступательно частей талевой системы и
бурового рукава. Он состоит из корпуса с подвеской, воспри-
нимающей нагрузки от веса бурильной колонны и передающей
их на крюк подъемной системы. В корпусе вертлюга монти-
руются пята (подшипник качения), обеспечивающая свободное
вращение подвешенной к стволу вертлюга бурильной колонны,
а также уплотнительное устройство высокого давления, обес-
печивающее ввод бурового раствора внутрь бурильной колонны.

Конструкции вертлюгов должны удовлетворять следующим
требованиям:

обеспечение прочности нагруженных деталей, исключающей
возможность разрушения или пластических деформаций при
действии максимальной нагрузки;

долговечность и безотказность работы в процессе бурения
скважины;

герметичность уплотнения зазора между вращающимся
стволом и неподвижным подводом, предотвращение утечки бу-
рового раствора;

герметичность зазоров между корпусом и вращающимся
стволом вертлюга, предотвращение утечки масла из корпуса
и его загрязнение извне в процессе работы, транспортировок
и хранения.

Параметрами вертлюга являются: условный диапазон глу-
бин бурения скважин, для которого предназначен данный ти-
поразмер вертлюга; наибольшая статическая нагрузка на невра-
щающийся ствол; длительная динамическая нагрузка на вра-
щающийся ствол; наибольшее давление бурового раствора,
при котором длительное время сохраняется герметичность уп-
лотняющего устройства высокого давления; наибольшая до-
пустимая частота вращения ствола; диаметр канала ствола
для прохода бурового раствора; масса и габариты.

Вёртлюги также характеризуются присоединительными раз-
мерами: диаметром штропа в сечении перегиба и размерами
замковой резьбы ствола и соединительного патрубйа бурового
рукава.

Детали вертлюгов можно подразделить на две группы: не-
вращающиеся, связанные с корпусом вертлюга, крюком и бу-
ровым рукавом; вращающиеся, связанные со стволом вертлюга
и бурильной колонной.

На рис. XIV.l.a показано схематическое устройство верт-
люга для бурения глубоких скважин, а на рис. XIV, б — его
внешний вид. Основная вращающаяся деталь вертлюга — по-
лый ствол, воспринимающий вес колонны. Ствол, смонтиро-
ванный в корпусе на радиальных и упорных или радиально-
упорных подшипниках качения, снабжен фланцем, передающим
вес колонны через главный опорный подшипник на корпус и
далее на штроп. Опоры ствола вертлюга фиксируют его поло-
жение в корпусе, препятствуя осевым вертикальным и радиаль-
ным перемещениям и обеспечивая его устойчивое положение
при вращении.
Вес корпуса вёртлйТа, толчки и удары ot колонны снй^у
вверх воспринимаются вспомогательной осевой опорой, устанав-
ливаемой обычно над главной. Ствол вертлюга является ведо-
мым элементом. При принятом в бурении нормальном направ-
лении вращения бурильной колонны (по часовой стрелке, если
смотреть сверху на ротор) ствол и все связанные с ним детали

Рис. XIV. 1. Вертлюг буровой:

/ — ствол; 2, 8 — нижний и верхний масляные сальники; 3 — корпус; 4, 6 — подшипники
радиальные нижний и верхний; 5 — опора главная; 7 — опора вспомогательная; 9 — уп-
лотнение быстросменное; 10 — соединение быстроразъемное; 11 — труба напорная; 12 —
крышка; 13 — подвод; 14 — штроп

во избежание самоотвинчивания имеют стандартные конические
левые резьбы. Исключения составляют устройства, в которых
совмещены вертлюг и ротор. Ствол такого вертлюга является
ведущим элементом и имеет правую резьбу. Вертлюг имеет
штроп для подвески его на крюках различной конструкции.
Штроп крепится к корпусу на осях и должен иметь возмож-
ность поворачиваться на угол до 40°. Корпус имеет приливы,
которые исключают консольный монтаж осей штропа, огра-
ничивают поворот и устанавливают его в положение, удобное
Для захвата крюком, когда вертлюг с ведущей трубой нахо-
дятся в шурфе.

К верхней крышке корпуса прикреплен изогнутый патрубок-
подвод с резьбой или фланцем, к которому присоединяется на-
порный буровой рукав. Напорный сальник во время роторного
бурения эксплуатируется в тяжелых условиях, срок его службы
значительно меньше срока службы остальных деталей верт-
люга, поэтому сальник выполняется быстросменным.

Проточную часть вертлюга выполняют обтекаемой формы
для обеспечения минимальных гидравлических потерь и износа
абразивными частицами, содержащимися в буровом растворе,
движущемся со скоростью до 6 м/с. Размеры корпуса и кон-
струкция вертлюга выполняются с учетом обеспечения надеж-
ной смазки всех опор и отвода от них тепла. В верхней и ниж-
ней частях корпуса для уплотнения зазора между корпусом и
вращающимся стволом устанавливают самоуплотняющиеся
манжетные сальники, которые защищают внутреннюю полость
корпуса с масляной ванной от попадания в них влаги и грязи
извне и удерживают масло от вытекания из нее при вертикаль-
ном рабочем и горизонтальном нерабочем положении вертлюга
во время транспортировки и хранения.

Вертлюги снабжаются устройствами для заливки, спуска
и контроля уровня масла, а также сапунами с отверстиями
для уравновешивания с атмосферным давления воздуха, созда-
ющегося внутри корпуса при нагреве в процессе работы. Кор-
пуса выполняются обтекаемой формы для того, чтобы вертлюг
не цеплялся за детали вышки при перемещениях. Детали пре-
дохраняются от самоотвинчивания.

Основные рабочие элементы и подшипниковые сборки, осо-
бенно главный опорный подшипник, воспринимающий наи-
большие нагрузки, должны обеспечивать длительную работу
на всех режимах. Конструктивно детали вертлюга должны быть
технологичны и просты в сборке. Как и другое буровое обо-
рудование, вертлюги должны быть приспособлены к транспор-
тировке любыми транспортными средствами без упаковки.

Для уменьшения числа типоразмеров оборудования в оте-
чественной и зарубежной практике бурения вертлюги класси-
фицируют по допустимой нагрузке на ствол и глубине бурения.
Для всего диапазона статических нагрузок и глубин бурения
обычно применяют 6—8 классов вертлюгов по следующему
ряду нагрузок: 0,6; 1,0; 1,6; 2,5; 3,2; 4,0; 6,3; 8,0 МН Для глу-
бин бурения 600—12 500 м.

Основная техническая характеристика некоторых вертлюгов
приведена в табл. XIV. 1.

Уменьшение числа классов вертлюгов в ряду по сравнению
с числом классов буровых установок объясняется тем, что
в процессе бурения вертлюг можно легко сменить и часто
при бурении глубоких скважин применяют вертлюги двух-трех
классов. В начале цикла бурения применяют вертлюг, рассчи-

Таблица XIV. 1 Техническая характеристика вертлюгов	Фирна «Нэйшенл» (США)	0S9-d	OO <N Ю 1 S о	_	.-O'SS  t~- о t-oog jo Pm®0. ю	§ о '*'	”	- « m  co —•	
		OOS'd	ОД ОО	ОД	। О о	~  ч	§g S й £ 8	£  Tt- 04	ОД ON	04	04	
		00»-d	ОД ОД	О	О	<—i	LD CO  ч §8 S co £ g  CO 04	Tt-	l	O4 04  04	
		69-N	К CO	4*	1 О «—I		 ОО  ч ч 2 §£ s S £ S ~ со-  04 -н	СО 00 04  ^ч	
		Zf-N.	»—1 -н	04	04 04	04	*—1  ^ч	
	Уралмашзавод (СССР)	. vwoet-нл	1Л О_ " О О g	О	Ю |	2	§>  СО СО og S	1 со со	
		VW0Z£-aA	04	04 о О §	04	ОД	1 ОД О  СО °4	8 ОД 00	04 О?  СО	
		vwosz-gA	ОД ОД ОД ОО S	О ь S  - CO go S	04	Ь. ОД  04	
	ВЗБТ (СССР)	dgsz-ля	1 О	Q	О  о	I о о £	о	5 од од	—<  * л	о о L2	2  О	ОД 04	04	—<	
		z-dgoe-xa	со I lg g	О	со 1 S со  О О 1 о04 8	°*	о  од	
	Параметры		Допустимая нагрузка, МН: статическая на ствол при частоте вращения ствола 100 об/мин динамическая основной опоры Условный диапазон глубины буре- ния, м Максимальная частота вращения ство- ла, об/мин Наибольшее давление прокачиваемой жидкости, МПа Диаметр отверстия в стволе, мм ' Вместимость масляной ванны, л Высота (без диаметра штропа), м Масса сухого вертлюга, кг	
тайный на меньшую нагрузку, а по достижении определенной
глубины скважины, когда вес бурильной колонны увеличится,
используют вертлюг, рассчитанный на большую нагрузку.

§ 2.	КОНСТРУИРОВАНИЕ ВЕРТЛЮГОВ И ИХ ЭЛЕМЕНТОВ

Конструкции вертлюгов и выбор прототипа

При конструировании вертлюгов сначала выбирают прототип
конструкции и устанавливают структуру констркуции. Выбор
прототипа конструкции вертлюга, на базе которого в соответ-
ствии с заданными исходными данными конструируется новый,
должен основываться на всестороннем анализе уже существую-
щих конструкций и данных об их эксплуатации.

На рис. XIV.2 показана довольно устаревшая конструкция
вертлюга ВШ14-160М, имеющая следующие недостатки. На-
порный сальник небыстросъемный, расположен в расточке
внутри отверстия ствола, поэтому его смена занимает много
времени, усложняет конструкцию ствола и увеличивает его
длину. Габариты корпуса использованы нерационально. Ниж-
ний радиальный подшипник расположен слишком высоко от
нижней части корпуса, главная опора не центрирована в кор-
пусе, и ее свободное кольцо только опирается на плиту, явля-
ющуюся лишним промежуточным элементом, что сокращает
долговечность опоры и удорожает конструкцию. Не обеспечи-
вается попадание смазки в верхний радиальный подшипник
уже при небольшом снижении ее уровня. Расположение вспо-
могательного упорного подшипника в нижней части кор-
пуса в масляной ванне преимуществ не дает, так как он редко
работает под нагрузкой и обильной смазки и охлаждения не
требует, а сборка ствола вертлюга при таком расположении
подшипника усложнена и центровка его в корпусе обеспечена
плохо.

Преимуществом этого вертлюга является использование
в нем конического роликового подшипника, допускающего ча-
стоту вращения до 250 об/мин.

На рис. XIV.3 показана конструкция вертлюга УВ-250МА
с лучшим расположением опор и использованием объема кор-
пуса, в результате чего уменьшена высота вертлюга и упрощен
монтаж ствола.

Верхний радиальный и упорный вспомогательный подшип-
ники имеют изолированную камеру с консистентной смазкой,
а главная опора и нижний радиальный подшипник работают
в масляной ванне корпуса. Использование быстросменного
сальника позволило уменьшить длину ствола вертлюга, так
как он ие имеет расточки. В этой конструкции выбран подшип-
ник главной опоры с коническими роликами, допускающими
частоту вращения до 300 об/мин. Для работы при высоких дав-
лениях неудачна конструкция фланцевого крепления бурового
404
1

Рис. XIV.2. Вертлюг 1ИВ14-160М:

1 — штроп; 2 — труба напорная; 3 — уплотнение ствола; 4, 10 — верхний н нижний саль-
ники масляные; 5 — подшипники радиальные; 6 — опора главная; 7 — ствол; 8 — корпус;

9 — подшипник упорный
рукава к подводу. Конструкция крышки и крепления нижнего
масляного сальника неоправданно усложнены.

На рис. XIV.4 приведена удачная конструкция вертлюга
РС-650, рассчитанного на рабочую нагрузку 4,25 МН (частота
вращения до 100 об/мин) и допускающего максимальную ча-
стоту вращения до 400 об/мин.

Рис. XIV.3. Вертлюг УВ-250МА:

/ — ствол; 2 — сальник масляный нижннй; 3, 7 — роликоподшипники радиальные; 4 —
опора главная; 5 — корпус; 6 — опора вспомогательная; 8 — крышка; 9 — уплотнение
быстросменное; 10 — подвод; 11 — штроп
/410

13

9

В

^280КВ

V12B0R7

1090

2,

иижиий и верх-

1 — ствол;
масляные

Вертлюг
8 — сальники

ннй; 3, 7 — роликоподшип-
ники радиальные иижиий и

Рис.	XIV.4.

5 — опора глав-
подшипник упор-

Ф220К7

<t>75

$>54099

$340Н9

$22007

Инипи рл,
верхний;
ная; 6 -

11

10

8

7

ный; 9 — уплотнение быстро-
сменное; Ю — труба напор-
ная; П — крышка; 12 — са-
пун с маслоуказателем;

13 — подвод
Главная опора — конический роликоподшипник — хорошо
смонтирована в корпусе, оригинально выполнена система смазки
с вынесенной горловиной, что позволяет заполнять полость
вертлюга жидкой смазкой до уровня, обеспечивающего надеж-
ную смазку верхнего радиального роликового и упорного под-
шипников. Ствол вертлюга выполнен мощной конструкции
с проходным отверстием диаметром 76 мм, а подвод бурового
рукава приспособлен для резьбового соединения.

Рис. XIV.5. Вертлюг В-44М:

/ — ствол; 2, 9 — сальники масляные нижний и верхний; 3 — подшипник радиальный;
4 — корпус; 5 — стержень штропа; 6 — опора главная; 7 — стакан смазочного резерву-
ара; 8 — роликоподшипник конический; 10 — уплотнение ствола; // — подвод; 12 —
штроп
На рис. XIV.5 показан вертлюг В-44М с весьма удачной
компоновкой подшипников крепления ствола, рассчитанный на
рабочую нагрузку 1,5 МН и максимальную частоту вращения
до 250 об/мин." Корпус вертлюга выполнен весьма оригинально.
Несущей частью корпуса является только его нижнее днище,
соединенное со штропом при помощи стержней с проушинами.
Верхний радиально-упорный конический подшипник работает
в отдельной камере для консистентной смазки.

Недостаток такого вертлюга — наличие напорного сальника
устаревшей конструкции, не позволяющего быстро его менять.
Напорную трубу, приходится отсоединять и разбирать крепле-
ния подвода с буровым рукавом.

После анализа существующих конструкций выбирают одну
из них в качестве прототипа и переконструируют отдельные
части, которые, на взгляд конструктора, неудачны. Затем окон-
чательно компонуют конструкцию вертлюга.

Конструкция элементов вертлюга

Корпус вертлюга представляет собой пустотелую отливку слож-
ной формы из малолегированной Или углеродистой стали (35Л
и др.), внутренняя полость которой разделена по высоте гори-
зонтальной перемычкой, служащей опорной поверхностью ос-
новного упорного подшипника ствола и усиленной для жестко-
сти вертикальными ребрами.

Конструкция опорных поверхностей подшипников в корпусе
вертлюга должна исключать возможность нарушения ее пер-
пендикулярности относительно оси ствола, так как это ведет
к преждевременному износу основной опоры. Между стенками
корпуса и опорной плитой предусматриваются каналы для обес-
печения циркуляции смазки при вращении ствола.

На внешней поверхности корпуса в диаметральной плоскости
размещаются два прилива, имеющие форму карманов с отвер-
стиями для дренажа. В отверстиях стенок карманов монтиру-
ются две оси, шарнирно соединяющие корпус со штропом.

При конструировании корпуса весьма важно обеспечить мак-
симально возможное расстояние между осью шарниров штропа
и опорой, что позволяет достичь большой стабильности оси
ствола при вращении и смещения центра массы вертлюга
к нижней крышке. Такое решение снижает риск изгиба ведущей
трубы при ее установке в шурф и подъеме из него. В некоторых
вертлюгах к корпусу приваривают или укрепляют на болтах
кронштейны с резиновыми амортизаторами, предохраняющими
корпус от ударов штропов. Вертлюги с амортизаторами должны
иметь несколько увеличенную ширину.

В некоторых вертлюгах (см. рис. XIV.5) корпус выполняют
так, что всю нагрузку воспринимает только нижняя толстостен-
ная тарелка, имеющая два симметричных отверстия для несу-
щих болтов. Корпус в такой конструкции разгружен и служит
монтажной базой и масляной ванной. Предварительная затяжка
болтов до достижения напряженного состояния определенной
интенсивности исключает деформации корпуса при нагружении
ствола в процессе эксплуатации, что позволяет сохранить соос-
ность расточек под подшипники и увеличивает межремонтный
срок службы. В вертлюгах малой грузоподъемности штропов
не применяют, при этом корпус на внешней поверхности снаб-
жается отлитыми за одно целое с ним выступами с запорными
защелками.

Вертлюг подвешивается на боковые рога подъемного крюка
с помощью штропов элеваторов. Такая конструкция неудобна
в эксплуатации, не уменьшает габаритов и массы вертлюга.
Недостатком ее при эксплуатации является износ корпуса
в зоне контакта со штропами подвески.

Корпуса вертлюгов при изготовлении должны подвергаться
дефектоскопическому контролю. Внутренние литые поверхности
корпуса покрываются маслостойкой краской для предохранения
от коррозии.

Ствол вертлюга — наиболее .нагруженная и ответственная де-
таль. На ствол действуют растягивающая сила, изгибающий
момент и внутреннее давление. Ствол также подвержен уста-
лостному и абразивно-эрозионному износу по внутренней по-
верхности канала и механическому износу в зоне контакта с уп-
лотняющими кольцами.

Стволы изготовляются из конструкционных низколегирован-
ных улучшаемых сталей перлитного класса марок 40Х, 40ХН,
38ХГН, 338ХВА, 34ХМ1М по ГОСТ 4543—71 и др. Заготовки
стволов получают свободной ковкой, причем грибовидный опор-
ный фланец выполняется за одно целое со стволом. Ствол под-
вергается закалке с последующим отпуском до твердости 280—
320 НВ.

Снаружи и внутри ствол подвергается механической обра-
ботке, посадочные поверхности и переходные участки шлифуют.
Наружные и внутренние поверхности канала должны быть со-
осны и иметь минимальную разностенность, а также жесткими
для обеспечения равномерного распределения напряжений по
сечениям. Биение посадочных шеек подшипников и неперпенди-
кулярность плоскости опорного фланца к оси вращения ствола
должны оговариваться допусками, величину которых рассчиты-
вают или выбирают по нормам завода-изготовителя.

Диаметр канала ствола определяется скоростью потока про-
мывочной жидкости; во избежание абразивного износа эта
скорость не должна быть более 6 м/с. Канал ствола не должен
иметь резких пережимов и расширений. Увеличение диаметра
канала влечет за собой увеличение его наружного диаметра,
что снижает долговечность уплотнительных устройств. Длину
ствола выбирают с учетом возможности многократной нарезки
изношенной левой внутренней замковой резьбы, выполняемой
по ГОСТ 5286—75, служащей для соединения с ведущей трубой.
Для предохранения резьбы от износа применяют предохрани-
тельные переводники. Участки ствола, контактирующие с верх-
ними и нижними уплотнительными манжетами, защищают от из-
носа втулками или удлиненным внутренним кольцом подшипни-
ков. Поверхность втулок шлифуют и подвергают термообра-
ботке до твердости 45—50 HRC.

Штроп. Штропы вертлюгов изготовляют из низколегиро-
ванных конструкционных сталей марок 40ХН, 40ХНМА, 38ХГН,
ЗОХГСА и др. по ГОСТ 4543—71. Штропы изготовляют методом
свободной ковки с высадкой и прошивкой проушин. Механиче-
ской обработке подвергаются только отверстия и торцовые по-
верхности проушин.

Для получения равнопрочной конструкции диаметр штропа
на наклонном прямолинейном участке обычно увеличивают
в направлении к дуговой части с отношением наибольшего и
наименьшего диаметров до 1,4. Изгибающий момент имеет
максимум в сечении перегиба. Для обеспечения необходимой
прочности и жесткости штропа с учетом износа его дуговая
часть выполняется эллиптического сечения. В вертлюгах малой
грузоподъемности штропы для упрощения изготовляют круго-
вого сечения.

Штроп вертлюга изнашивается по отверстиям проушин и
внутреннему радиусу дуговой части. Для защиты проушин от из-
носа применяют сменные втулки. При проектировании диаметр
штропа иногда увеличивают на 15—20 % с учетом износа.

Опоры ствола вертлюга воспринимают нагрузки, обеспечи-
вают свободное вращение ствола и его фиксацию от радиальных
и осевых перемещений.

В качестве главной опоры в вертлюгах применяют подшип-
ники упорные или упорно-радиальные (рис. XIV.6) в последнем
случае ими воспринимаются также радиальные нагрузки и цент-
рируется ствол в корпусе.

Для работы при высоких частотах вращения подшипники
имеют массивные стальные или бронзовые сепараторы. Штам-
пованные сепараторы и бессепараторные конструкции применя-
ются редко.

Основные опоры вертлюгов являются элементами, лимити-
рующими их работоспособность. При эксплуатации они испы-
тывают разнообразные повреждения: выкрашивание, отслаива-
ние, усталостные трещины, осповидный износ на поверхностях
тел качения и колец, образование подповерхностных трещин,
приводящих к контактно-усталостным разрушениям.

Устранение проскальзывания тел качения по кольцам и сни-
жение контактных напряжений уменьшают вероятность контакт-
ного окатывания и повышают долговечность основной опоры.

Лучшие из этих упорных подшипников — роликовые сфериче-
ские с бочкообразными роликами (рис. XIV.6,г), обеспечиваю-
щие более равномерное распределение нагрузки, в результате
чего снижается износ внешних торцов роликов и колец подшип-
ника. Однако вследствие сложности изготовления эти подшип-
ники применяют весьма ограниченно. В обычных конических
роликоподшипниках бурт кольца и торцы роликов сильно изна-
шиваются под действием центробежных сил, возникающих в ро-
ликах при вращении ствола.

В качестве основных опорных подшипников в вертлюгах,
рассчитанных на большие нагрузки, чаще всего применяют ро-
ликовые подшипники с коническими роликами (рис. XIV.6, б

Рис. XIV.6. Подшипники главных опор вертлюгов

и в). Подшипники с цилиндрическими роликами (рис. XIV.6, д)
применяют реже, так как в упорных подшипниках ролики про-
скальзывают, что приводит к их износу и, как следствие, к ог-
раничению частоты вращения ствола.

В вертлюгах установок, используемых для бурения скважин
глубиной до 1500 м, главной опорой часто являются шариковые
подшипники. Упорно-радиальные подшипники (рис. XIV.6, а) —
одни из лучших для быстроходных вертлюгов, так как центро-
бежные силы, действующие на шары, воспринимаются основной
беговой дорожкой подшипника и не вызывают большого износа.
Недостатки этих подшипников — относительно небольшая дина-
мическая грузоподъемность и нарушение центровки ствола при
износе, что ограничивает область их применения.

В табл. XIV.2 приведены характеристики упорных подшипни-
ков главных опор вертлюгов.

Для вспомогательных опор вертлюгов обычно применяют
упорные шариковые или роликовые подшипники. В качестве
радиальных опор используют однорядные радиальные ролико-
подшипники с короткими цилиндрическими, иногда и с игольча-
тыми роликами.

Выбор того или иного радиального подшипника определяется
конструктивными соображениями и возможностями использо-
вания стандартных подшипников.

Весьма важен монтаж радиальных и вспомогательных под-
шипников. На рис. XIV.7 показано несколько вариантов их раз-
мещения по высоте корпуса и его крышек.

На рис. XIV.7,a приведена конструкция с неудачно решен-
ным монтажом радиального и упорного вспомогательного под-
шипников, последний центрируется через промежуточную плиту,
а радиальный — непосредственно в корпусе, что не обеспечивает
их соосности. Внутреннее кольцо радиального подшипника при-
жимается гайкой, для чего на стволе вертлюга нарезана резьба.
Подобное решение увеличивает число деталей, усложняет и
удорожает конструкцию и снижает ее надежность.

На рис. XIV.7, б и в показана более удачная конструкция
с центровкой этих двух подшипников в одной и той же крышке
корпуса, но в расточках разных диаметров, что также является
недостатком, так как не гарантируется соосность расточек. Хотя
подшипники центрируются в расточках разных диаметров, но
выбран роликоподшипник с цилиндрическими роликами, т. е.
ролик такого типа, в котором незначительная несоосность колец
не сказывается на его долговечности.

Более удачный вариант крепления этих подшипников пока-
зан на рис. XIV.7, г. Оба подшипника центрируются в расточке
крышки одного диаметра и обеспечивают их соосность. Эти
конструкции не только проще, но и обеспечивают лучшие усло-
вия работы ствола. В конструкциях (см. рис. XIV.7, б, в и г)
регулировка упорного подшипника осуществляется прокладками
между крышкой и корпусом, что проще и лучше, чем гайкой,
так как при этом заранее можно проконтролировать необходи-
мый зазор в подшипнике и установить прокладку нужной тол-
щины, а при фиксации гайкой подшипник может быть пережат,
чего не следует допускать во избежание ускоренного износа, пе-
регрева и заклинивания.

Уплотнительные устройства. В вертлюгах применяются уп-
лотнительные устройства высокого и низкого давления. Раз-
ница— в рабочем давлении и свойствах рабочей среды пред-
определяет отличия их конструктивного исполнения. Уплотнения
высокого давления герметизируют зазор между неподвижным
подводом и вращающимся стволом при прокачивании бурового
раствора. По конструкции они подразделяются на две группы:
бескорпусные и корпусные — быстросменные.

Бескорпусные сальники монтируются в расточенной части
канала ствола. Прижатие уплотнительных манжет регулируется
затяжкой нажимной гайки или пружины. Их конструкция не
рассматривается, так как в современных вертлюгах они не
применяются.

Основные недостатки этих уплотнений — малая долговеч-
ность и низкая ремонтопригодность, связанная с необходимо-
стью отсоединения бурового рукава и демонтажа подвода для
устранения отказов.

Рис. XIV.8. Уплотнение быстросменное.

Действие уплотняющих манжет: а — последовательное; б — одновременное; 1,3 — гайки
нажимные ннжняя и верхняя; 2 — стакан; 4 — подвод; 5 — втулка; 6, 14 — манжеты
торцового уплотнения; 7 — кольцо; 8, 10 — манжеты радиального уплотнения; 9 — тру-
ба; II — пресс-масленка; 12— кольца дистанционные; 13 — груидбукса; 15 — ствол

Быстросменные уплотнения монтируются во вращающемся
корпусе, который крепится к стволу вертлюга на резьбе или
болтами (рис. XIV.8,а).

Быстросменное уплотнение вертлюга состоит из трех само-
уплотняющихся манжет, расположенных во вращающемся кор-
пусе, и короткой, легко сменяемой напорной трубы. Труба кре-
пится к подводу быстроразъемным резьбовым соединением, кор-
пус сальника — таким же соединением к верхней части ствола
вертлюга, снабженной присоединительной резьбой. Корпус уп-
лотняется резиновыми кольцами V-образного или круглого се-
чения.
Конструкция гаек обеспечивает быстрые демонтаж и монтаж
уплотнения на вертлюге. Каждая эластичная самоуплотняю-
щаяся манжета, уплотняющая зазор между корпусом и трубой,
размещается в индивидуальной камере, образуемой дистанцион-
ными кольцами. Камеры ограничивают деформации манжет под
действием давления раствора. Верхняя манжета служит для
удержания консистентной смазки, периодически закачивае-
мой ручным насосом через пресс-масленку в манжетные камеры
для снижения трения и износа. Это уплотнение надежно рабо-
тает при рабочих давлениях до 35 МПа; испытательное давле-
ние 55 МПа.

На рис. XIV.8, б показана неудачная конструкция быстро-
сменного напорного сальника. В этой конструкции манжеты
также размещены в отдельных камерах, но при затяжке гайки
усилие затяжки передается 'через все манжеты. Под давле-
нием pi манжета f перемещается до тех пор, пока давление рг
не-уравняется с давлением рь Манжета h зафиксирована и
не может перемещаться, поэтому она уплотняет зазор под дей-
ствием разности давлений р3 и р^ Таким, образом, манжета h
подвергается воздействию основной разности давлений. В этом
случае все три манжеты работают одновременно, как в мно-
гоманжетном сальнике (как бы параллельно), в результате чего
срок службы такого сальника значительно меньше, чем в пер-
вом случае (см. рис. XIV.8, а).

Следует учитывать, что применение большого числа манжет
не увеличивает срок службы уплотнения, так как возможен пе-
регрев вследствие плохого теплоотвода. Практикой установлено,
что оптимальным является наличие трех рабочих манжет. При
этом в зависимости от конструкции уплотнение осуществляется
либо первой, либо последней манжетой, при выходе из строя
которой начинает работать ближайшая к ней манжета, и т. д.

Здесь излишняя страховка вредна, так как чем больше по-
верхность соприкосновения, тем быстрее идет износ, а надеж-
ность не повышается. Манжеты изготовляются из маслостойких
резин с твердостью по прибору ТЙР 76—86, резиноасбестовых
композиций или пластмасс полиуретановой группы.

Для изготовления напорных труб используют бесшовные
трубные заготовки из низколегированных цементуемых кон-
струкционных сталей по ГОСТ 4543—71 (например, марок
I2XH2A, 20ХНЗА и др.). Напорные трубы подвергают термохи-
мической обработке для создания по наружной поверхности из-
носостойкого слоя твердостью 56—62 HRC на глубину 1,5—3 мм.
В некоторых вертлюгах применяют трубы из конструкционных
среднеуглеродистых сталей. Наружную поверхность напорных
труб подвергают высокоточной механической обработке, для
уменьшения шероховатости практикуется полирование или вы-
глаживание роликами.

Долговечность напорного сальника зависит от давления уп-
лотняемого раствора, его плотности, концентрации, абразивных
416
частиц в нем и от частоты вращения ствола. Экспериментально
установлено, что долговечность при давлении 16 МПа и плот-
ности раствора 1200 кг/м3 находится в пределах от 3>105 до
6-Ю5 оборотов при частоте вращения ствола 70—200 об/мин.

Сальники, удерживающие жидкую смазку в ванне корпуса
вертлюга, имеют уплотняющие элементы — эластичные манжеты
одностороннего действия. Уплотнительные кольца изготовляют
из маслотеплостойких резин или пластмасс. Для повышения
усилия обжатия применяют уплотняющие кольца с тороидаль-
ными пружинами. Между манжетами иногда устанавливают
металлическое дистанционное кольцо для улучшения теплоот-
вода. Масляные сальники вертлюгов работают в относительно
благоприятных условиях — при давлении, практически равном
атмосферному. Скорость скольжения по уплотняемой поверхно-
сти обычно не превышает 3 м/с.

Смазка вертлюгов. Почти во всех современных вертлюгах
применяется комбинированная смазка — барботажная жидким
маслом или с размещением в масляной ванне главной опоры и
подшипников,, расположенных в нижней части вертлюга, и
местная универсальной среднеплавкой смазкой подшипников и
других элементов, расположенных в верхней части. Жидкая
смазка заливается в картер вертлюга до определенного уровня,
универсальная подается к местам смазки через пресс-масленки.

На долговечность вертлюга существенно влияют объем мас-
ляной ванны, уровень жидкой смазки в ней и форма внутренней
полости корпуса. Объем масляной ванны V (в л) зависит от на-
грузки Рв (в МН), на которую рассчитан вертлюг при враще-
нии с частотой 100 об/мин: У=20Рв-

На время транспортировки вертлюга сапун заменяют глухой
пробкой. В нижней крышке корпуса следует предусматривать
застойную зону, в которой собираются продукты износа. Для
улавливания металлических частиц сливную пробку целесооб-
разно оснащать магнитом. Рабочая температура масла
< + 80°С.

Для вертлюгов применяют индустриальные масла 12, 45 и 50.
Смазка универсальная среднеплавкая УС-2 или УС-3
(ГОСТ 1033—79) применяется для шарнирных соединений
штропа с корпусом напорного сальника высокого давления,
верхнего и нижнего масляных сальников.

Глава XV

РОТОРЫ

§ 1.	ТРЕБОВАНИЯ, СОСТАВ, СХЕМЫ И ПАРАМЕТРЫ

Кроме перечисленных в гл. XIII функций ротор служит также
для удержания на весу бурильных или обсадных колонн, уста-
навливаемых на его столе, на элеваторе или клиньях при свин-
чивании и отвинчивании свечей при спуско-подъемных опера-
циях, ловильных и вспомогательных работах.

Основные параметры роторов: наибольшая статическая на-
грузка на невращающийся стол ротора; динамическая грузо-
подъемность главной опоры стола ротора; наибольшая допусти-
мая частота вращения стола ротора; наибольший допустимый
крутящий момент на столе ротора; диаметр проходного отвер-
стия в роторе; расстояние от центра ротора до плоскости пер-
вого ряда зубьев приводной звездочки.

Рис. XV.1. Буровой ротор:

1 — станина; 2, 3 — опоры вспомогательная и главная; 4 — колесо зубчатое коническое;
5 — стол ротора; 6 — вкладыш; 7 — крышка; 8, 9 — подшипники радиальный и упорно-
радиальный; 10 — вал ведущий быстроходный; 11 — шестерня ведущая коническая; 12 —
картер; 13 — втулка

Ротор (рис. XV. 1) представляет собой угловой редуктор
с конической зубчатой передачей, служащей для передачи вра-
щения под углом, изменяя его с горизонтального на вертикаль-
ное, и для снижения частоты вращения. Ведомое коническое
колесо передачи смонтировано на втулке, соединенной со сто-
лом ротора, в центре которого находится вертикальное отвер-
стие для пропуска колонны. Диаметр отверстия стола ротора
зависит от диаметра долота или обсадных труб, пропускаемых
через него.

Во время бурения вращение и крутящий момент передаются
ведущей трубе через вкладыши и зажимы, устанавливаемые
в конусную расточку втулки, вмонтированной в стол ротора.
При спуско-подъемных операциях в отверстие стола ротора
устанавливают клиновые захваты, управляемые пневматически
или вручную.

Стол ротора, соединенный с втулкой, укрепляется на Двух
опорах — главной и вспомогательной. Диаметр стола зависит
от типоразмера ротора и устанавливаемых на него клиновых
захватов и других элементов. Диаметр ротора 500—2000 мм.
Для удобства работ часть стола ротора сверху закрывают не-
подвижной крышкой.

Главная опора воспринимает динамические циклически дей-
ствующие нагрузки — радиальную от передаваемого крутящего
момента и осевые от трения ведущей трубы о вкладыши ро-
тора при подаче колонн и от веса стола ротора, а также стати-
ческую осевую нагрузку, создаваемую весом колонны при ее
установке на стол ротора.

Вспомогательная опора стола ротора служит для восприятия
радиальных нагрузок от зубчатой передачи и осевых ударов
вверх при бурении или подъеме бурильной колонны.

Ведущий горизонтальный вал с конической шестерней вра-
щается на подшипниках качения, один из которых испытывает
действие только радиальных нагрузок, второй — радиальных
и осевых от конической передачи и фиксирует вал от осевых
смещений. От силового привода вращение передается ведущему
валу ротора карданным валом или цепной передачей. Муфта
для соединения ведущего вала ротора с карданным валом при-
вода или цепной звездочкой монтируется на его конце.

Для предохранения бурильной колонны от проворачивания
во время бурения забойными двигаателями или при свинчивании
бурильных труб стол ротора должен фиксироваться стопором.

Большинство роторов изотовляется с приводом стола непо-
средственно конической зубчатой передачей по схемам, приве-
денным на рис. XV.2.

Полый вал-втулка стола ротора монтируется на двух опо-
рах. В главной опоре, воспринимающей осевую статическую и
рабочую нагрузки, применяют радиально-упорные шариковые
или реже конические подшипники качения. Во вспомогательной
опоре применяют либо упорно-радиальные подшипники качения,
.либо подшипники скольжения с упорным буртом.

На рис. XV.2, а приведена конструктивная схема ротора,
в которой коническое ведомое колесо привода стола располо-
жено между двумя шариковыми упорно-радиальными опорами,
что увеличивает базу и устойчивость конструкции. Главная
опора — нижняя, вспомогательная — верхняя. Ведущий вал ро-
тора смонтирован на двух сферических роликоподшипниках.
Осевые нагрузки воспринимает опора, находящаяся около звез-
дочки, нагруженная меньшими радиальными нагрузками, чем
опора у шестерни.

Схема ротора с консольным расположением конического зуб-
чатого колеса и верхним расположением главной опоры с упор-
но-радиальными шарикоподшипниками в главной и вспомога-
тельной опорах (рис. XV.2, б) наиболее распространена в рото-
рах буровых установок для глубокого бурения. Ведущий вал
монтируется на опорах качения. Подшипники опоры, располо-
женной у конической шестерни, воспринимают радиальные и
чивании и отвинчивании свечей при спуско-подъемных опера-
циях, ловильных и вспомогательных работах.

Основные параметры роторов: наибольшая статическая на-
грузка на невращающийся стол ротора; динамическая грузо-
подъемность главной опоры стола ротора; наибольшая допусти-
мая частота вращения стола ротора; наибольший допустимый
крутящий момент на столе ротора; диаметр проходного отвер-
стия в роторе; расстояние от центра ротора до плоскости пер-
вого ряда зубьев приводной звездочки.

Рис. XV. 1. Буровой ротор:

/ — станина; 2, 3 — опоры вспомогательная н главная; 4 —колесо зубчатое коническое;
5 — стол ротора; 6 — вкладыш; 7 — крышка; 8, 9 — подшипники радиальный н упорно-
радиальный; 10 — вал ведущий быстроходный; // — шестерня ведущая коническая; 12 —
картер; 13 — втулка

Ротор (рис. XV. 1) представляет собой угловой редуктор
с конической зубчатой передачей, служащей для передачи вра-
щения под углом, изменяя его с горизонтального на вертикаль-
ное, и для снижения частоты вращения. Ведомое коническое
колесо передачи смонтировано на втулке, соединенной со сто-
лом ротора, в центре которого находится вертикальное отвер-
стие для пропуска колонны. Диаметр отверстия стола ротора
зависит от диаметра долота или обсадных труб, пропускаемых
через него.

Во время бурения вращение и крутящий момент передаются
ведущей трубе через вкладыши и зажимы, устанавливаемые
в конусную расточку втулки, вмонтированной в стол ротора.
При спуско-подъемных операциях в отверстие стола ротора
устанавливают клиновые захваты, управляемые пневматически
или вручную.

Стол ротора, соединенный с втулкой, укрепляется на двух
опорах — главной и вспомогательной. Диаметр стола зависит
осевые нагрузки, а подшипник у звездочки — только радиаль-
ные нагрузки. При использовании в этой опоре роликоподшип-
ника с цилиндрическими роликами температурные удлинения
ведущего вала не влияют на зазор в зубчатом зацеплении.

Конструктивная схема ротора с цилиндрической зубчатой
передачей привода стола ротора и промежуточной конической
зубчатой передачей показана на рис. XV.2, в. Главная опора

Рис. XV.2. Схемы роторов:

1 — стол ротора; 2, 1 — опоры вспомогательная я главная; 3 — передача коническая
зубчатая; 4 — вал быстроходный; 5 — звездочка; 6 — станина; 8 — передача цилиндри-
ческая зубчатая; 9 — вал вертикальный

этого ротора — верхняя, цилиндрическая зубчатая передача рас-
положена между опорами, что придает ей устойчивость. Однако
ввиду сложности конструкции эти роторы распространены мало.

Роторы с конической зубчатой передачей, главной шарико-
вой и вспомогательной опорой скольжения (рис. XV.2, а) в на-
стоящее время не применяют, так как подшипники скольжения
в роторах большого диаметра работают неудовлетворительно.
Расположение подшипника, воспринимающего осевые нагрузки,
около звездочки неудачно, потому что температурные удлинения
вала нарушают зазор в зубчатом зацеплении.

На рис. XV.2, д приведена схема ротора, в которой кони-
ческое зубчатое колесо расположено между шариковыми опо-
рами под ведущей шестерней и с ведущим вадом, смонтирован-
ным на конических роликоподшипниках, установленных в рас-
пор. Роторы, выполненные по такой схеме, применяют в легких
буровых установках, при небольших диаметрах проходных от-
верстий и столов ротора. При небольшой длине ведущего вала
установка его на подшипниках, поставленных в распор, допу-
стима, так как температурные удлинения вала незначительны.

Как отмечалось, выбор конструктивной схемы — важный этап
конструирования, но он должен рассматриваться параллельно
с выбором прототипа конструкции для реализации схемы.

Роторы должны обеспечивать надежную работу во всем диа-
пазоне рабочих частот вращения и передачу требуемой мощно-
сти и крутящего момента. Прочность ротора и опоры его стола
должна быть достаточной, чтобы воспринимать наибольший вес
колонны бурильных и обсадных труб, устанавливаемых на него.
Конструкция ротора должна допускать привод от карданного
вала и от цепной передачи, а сальники — обеспечивать достаточ-
ную герметичность и предохранение механизмов от попадания
бурового раствора и грязи, так как при подъеме бурильной
колонны ротор обливается сверху раствором, находящимся
в трубах, который смывают водой из шланга, и без соответству-
ющей защиты грязь легко может попасть в масляную ванну
ротора.

Масса роторов и их конфигурация должны допускать пере-
возку при помощи транспортных средств и волоком в пределах
промысла. Роторы должны иметь устройства, позволяющие бы-
стро обеспечивать фиксацию от вращения.

Рабочее направление вращения стола ротора всегда должно
быть по часовой стрелке, если смотреть сверху, однако кон-
струкция его должна допускать и обратно вращение, применя-
емое при ловильных и других работах.

Роторы классифицируются по диаметру проходного отвер-
стия и статической нагрузке на стол ротора. ГОСТ 16293—82
предусматривает шесть классов роторов с диаметрами проход-
ных отверстий 460, 520, 560, 700, 950 и 1260 мм, допустимыми
статическими нагрузками 2; 3,2; 4; 5; 6,3 и 8 МН. Основная тех-
ническая характеристика некоторых роторов приведена в табл.
XV. 1.

Для глубокого бурения за рубежом применяют до семи
классов роторов с диаметрами проходных отверстий от 250 до
1420 мм, рассчитанных на статическую нагрузку от 0,7 до 8 Мн.
с приводной мощностью от 200 до 600 кВт.

§ 2.	КОНСТРУИРОВАНИЕ РОТОРОВ И ИХ ЭЛЕМЕНТОВ

Конструкция роторов и выбор прототипа

При конструировании роторов, как и других агрегатов буровой
установки, выполняющих строго определенные технологические
функции, конструктор прежде всего должен позаботиться о том,
Таблица XV. 1 Техническая характеристика роторов

Параметры	ВЗБТ (СССР)		Уралмашзавод (СССР)			
	Р-460	Р-560	Р-560	Р-700	Р-950	Р-1260
Допустимая нагрузка на стол ротора, МН: статическая	2,7	3,0	4,0	5,0	6,3	8,0
при частоте вращения 100 об/мин	1,2	1,78	1,78	2,3	3,2	3,2
Наибольшая частота вращения стола, об/мин	300	350	250	250	250	200
Диаметр отверстия в столе, мм	460	560	560	700	950	1260
Условный диапазон глубин бурения, м	600—1250	1600—2500	2500—4000	3200—5000	4000—8000	6500—12 500
Расстояние от оси стола до плоскости первого ряда зубьев приводной звездочки, м	1350	1350	1353	1353	1353	1353
Передаточное отношение конической пары	3,15	2,7	3,61	3,13	3,81	3,96
Максимальная мощность, кВт	200	280	370	370	500	600
Габариты, м: длина	1,94	2,31	2,31	2,27	2,42	2,87
ширина	1,18	1,35	1,62	1,54	1,85	2,18
высота	—	0,75	0,75	0,68	0,75	0,78
Масса, т	3,1	5,7	5,8	4,8	7,0	10,27
Вместимость масляной ванны, л	—	—	22	55	55	92

Продолжение табл. XV.1

Параметры	Фирма «Нэйшенл» (США)				
	С-175	С-205	С-275	С-375	С-495
Допустимая нагрузка на стол ротора, МН: статическая	2,22	3,12	4,45	5,79	7,12
при частоте вращении 100 об/мнн	1,11	1,49	2,23	3,87	4,02
Наибольшая частота вращения стола, об/мин	450	450	450	450	450
Диаметр отверстия в столе, мм	445	521	699	953	1257
Условный диапазон глубин бурения, м	1200—2300	2400—5000	4000—7300	5500—8000	7600—10 000
Расстояние от осн стола до плоскости первого ряда зубьев приводной звездочки, м	1353	1353	1353	1353	1353
Передаточное отношение конической пары	3,16	3,14	3,16	3,60	3,93
Максимальная мощность, кВт	250	380	520	520	600
Габариты, м: длина	2,30	2,33	2,38	2,43	2,94
ширина	1,28	1,43	1,60	1,79	2,18
высота	0,59	0,64	0,70	0,71	0,81
Масса, т	3,32	4,48	5,45	6,71	11,59
Вместимость масляной ванны, л	—	—	50	60	60
чтобы ротор соответствовал предъявляемым к нему техноло-
гическим требованиям. Поэтому необходимо проанализировать
преимущества и недостатки существующих конструкций, а затем
выбрать схему ротора и прототип конструкции.

Задача конструирования и изготовления роторов с большим
проходным отверстием для бурения глубоких скважин очень
усложняется, так как требуемая частота вращения 300 об/мин
и более остается постоянной и не зависит от глубины скважины.
При большом диаметре проходного отверстия соответственно
увеличиваются диаметры конического колеса и главной опоры,
а следовательно, и окружные скорости в зубчатом зацеплении
и опорах, что требует более высокой точности изготовления.
Так, окружная скорость в зубчатом зацеплении при частоте вра-
щения колеса 250 об/мин в роторе с диаметром проходного
отверстия 440 мм составляет 7—8 м/с, а при отверстии диамет-
.ром 950 мм —15 м/с, т. е. точность изгбтовления должна быть
на класс выше. Для примера рассмотрим выбор прототипа кон-
струкции ротора на основе анализа двух конструкций роторов
(рис. XV.3).

На рис. XV.3, а показана конструкция ротора с проходным
отверстием диаметром 560 мм, консольно расположенным ко-
ническим колесом, верхним расположением главной опоры и
ведущим валом, смонтированным на роликоподшипниках.
В опоре, находящейся около конической шестерни, установлен
сдвоенный конический роликоподшипник, воспринимающий ра-
диальные и осевые нагрузки; у звездочки установлен роликопод-
шипник с цилиндрическими роликами, воспринимающий только
радиальные нагрузки.

Ротор, приведенный на рис. XV.3, б, казалось бы, выполнен
по более удачной схеме: коническое колесо расположено между
опорами стола ротора, главная опора в масляной ванне, осевые
нагрузки на ведущем валу воспринимаются сферическим роли-
коподшипником, установленным около звездочки и менее нагру-
женным радиальными нагрузками.

Однако практика эксплуатации этих роторов показала, что
ротор, выполненный по этой схеме, работает значительно хуже,
чем ротор, выполненный по схеме рис. XV.3, а с консольно
расположенным колесом. Это объясняется тем, что в этом ро-
торе лучше организована циркуляция смазки в главной опоре.
Стекающее с конического колеса масло не может прямо попасть
в главную опору; попадая сначала в картер, оно имеет воз-
можность отстояться, прежде чем попасть во внутреннюю часть
подшипника. Так как уровень смазки достигает центров шаров
опоры, масло оттуда центробежной силой выбрасывается в кар-
тер, создавая циркуляцию, обеспечивающую хорошую смазку
и охлаждение.

В роторе (см. рис. XV.3,б), несмотря на лучшую схему рас-
положения колеса между опорами, верхний вспомогательный
подшипник быстро выходит из строя, так как в опоре большого


14 Заказ № 1379
диаметра неправильно решена принудительная система смазки.
Нижняя главная опора, находясь в масляной ванне, не защи-
щена от попадания в нее продуктов износа зубчатой передачи.

Для верхней опоры предусмотрена принудительная смазка,
усложнившая конструкцию. Эта конструкция не обеспечивает
требуемой точности расположения осей опоры, так как верхний
подшипник монтируется в промежуточной крышке, а не в кор-
пусе, что снижает точность монтажа и надежность конструк-
ции. И если не обеспечены условия точности, качества изготов-
ления и хорошей смазки, осуществляющей надежный отвод
тепла, то при столь высоких скоростях трудно ожидать надеж-

Рис. XV.4. Системы смазки роторов:

/ — стол ротора; 2, 3 — опоры вспомогательная и главная; 4 — колесо коническое; 5 —
корпус ротора

ной работы ротора. Схема конической передачи и крепления
вращающегося стола и ведущего вала в неподвижном корпусе
определяется не только схемой расположения опор и передачи,
но и обеспечением их надежной смазкой, предохранением под-
шипников от попадания в них продуктов износа и хорошим
отводом тепла.

Анализ конструкции ведущего вала ротора (см. рис. XV.3, а)
показывает, что, несмотря на нагружение опоры у. шестерни
радиальными и осевыми нагрузками, сдвоенный конический
подшипник с хорошо подобранными размерами обеспечивает
требуемую долговечность, термические удлинения вала не
влияют на зазор в зацеплении и не создают дополнительных
нагрузок на подшипники, как в роторах других конструкций
(см. рис. XV.3,6). Из рассмотренного примера видно, что не
только конструктивная схема, но и ее реализация определяют
выбор прототипа.

Поскольку система смазки играет очень важную роль, осо-
бенно в роторах большого диаметра при высоких частотах вра-
щения, рассмотрим пример неудачного (рис. XV.4, а) и удачного
(рис. XV.4, б) конструктивных решений системы смазки.
На рис. XV.4, а масло из картера А конической шестерней за-
брасывается в полость Б и смазывает коническое колесо. Отра-
ботанное масло, стекая с этого колеса, попадает в камеру В глав-
ной опоры. Излишек масла стекает по каналу а, расположен-
ному выше уровня центров шаров, в картер А, в результате чего
в камере В могут скапливаться продукты износа и масло не мо-
жет свободно циркулировать. Нижняя опора отделена от кар-
тера А и смазывается универсальной среднеплавкой смазкой,
малопригодной для высоких частот вращения при больших диа-
метрах подшипников.

На рис. XV.4, б показана более удачно решенная система
смазки жидким маслом обеих опор стола ротора. Масло, нахо-
дящееся в картере А, захватывается конической шестерней и
попадает на коническое колесо. Грязное масло, стекая с колеса,
сразу не может попасть в главную опору, так как она закрыта
высоким буртом d. Оно попадает в камеру Б, откуда' по ка-
налу С расположенному немного выше дна камеры Б (чтобы
препятствовать попаданию частиц грязи), поступает во внутрен-
нюю часть главной н вспомогательной опор. Затем при враще-
нии стола ротора оно выбрасывается центробежными силами
через бурт d и канал b в картер А, создавая непрерывную цир-
куляцию. Наличие буртов в каждой камере позволяет поддер-
живать определенный уровень масла, достаточный для обеспе-
чения смазки при запуске и небольших частотах вращения стола
ротора.

На рис. XV.5 показан ротор диаметром 450 мм, выполненный
по схеме рис. XV.2, в. Привод стола осуществлен цилиндриче-
ской зубчатой передачей, а в главной и вспомогательной опорах
применены два одинаковых упорно-радиальных шарикоподшип-
ника. Смазка главной опоры барботажная.

Вспомогательная опора размещена в масляной ванне, обра-
зованной корпусом и стаканом. Верхняя главная опора открыта,
хотя продукты износа и могут туда попасть, но не могут там
скапливаться, так как имеется свободный сток масла в картер.
Такая смазочная система работает удовлетворительно, по-
скольку окружные скорости в этом роторе при небольшом диа-
метре подшипника не превышают 8 м/с.

В роторах должна быть предусмотрена высокая точность
регулировки конического зубчатого зацепления. Регулировка ко-
леса выполняется обычно с помощью прокладок, устанавливае-
мых между корпусом и главной опорой, а регулировка ше-
стерни — прокладками, устанавливаемыми между корпусом
ротора и фланцем стакана, в котором смонтирован на подшип-
никах быстроходный вал ротора. Зазор в подшипниках главной
и вспомогательной опор стола ротора регулируется тонкими
металлическими прокладками. Зубчатая коническая передача и
опоры стола ротора должны быть сконструированы так, чтобы
масло, стекающее с зубчатого колеса, прежде чем попасть
в опоры, проходило через отстойник. В некоторых конструкциях
Рис. XV.5. Ротор с цилиндрической зубчатой передачей:
/ — стол; 2 — вкладыш; 3 — зажим; 4 — защелка; 5 — опора главная; 6 — ось; 7 — вал быстроходный; 8 — колесо коническое; 9 — шестерня
цилиндрическая; 10 — стакан; // — колесо зубчатое; 12 — станина
роторов в нижних частях картера предусматриваются магнит-
ные маслоочистители. Вместимость масляной ванны должна
обеспечивать достаточный запас жидкого масла для отвода
тепла и охлаждения масла; допускается его нагрев не выше
80 °C.

Конструкция элементов роторов

Станина ротора представляет собой жесткую конструкцию
коробчатого типа из стального литья или сварную из литых
элементов из углеродистой стали марок 35Л, 40Л и др. Внут-
ренняя часть ее одновременно является масляной ванной. В верх-
ней части станины имеются кольцевые бурты (обычно три), со-
здающие лабиринтное уплотнение, предохраняющее от выбра-
сывания масла из станины и попадания в нее бурового раствора
и грязи.

Станина должна быть достаточно жесткой для восприятия
статических и динамических нагрузок. Оси отверстий и посадоч-
ных гнезд подшипников опор стола и ведущего вала должны
быть строго перпендикулярны, пересекаться между собой, а от-
верстия концентричны во избежание перекосов подшипников.

Внутренняя часть станины представляет собой резервуар
(обычно вместимостью 20—60 л), заполненный до определен-
ного уровня маслом. В станине предусматриваются отверстия
для залива и слива масла и установки щупа для контроля
его уровня. Внутренние элементы и стенки станины укрепля-
ются ребрами для придания большей жесткости и прочности
конструкции. Толщина стенок и ребер 12—25 мм. В полозьях
станины предусматриваются отверстия для пропуска каната,
служащего для подъема ротора при монтаже и демонтаже.

Стол ротора представляет собой стальную отливку с от-
верстием в середине и втулкой, служащей для монтажа его
в опорах. Верхняя часть отверстия стола имеет квадратное
углубление, в которое вставляется верхняя квадратная часть
вкладышей. Размеры отверстий стола ротора и вкладышей
нормализованы (рис. XV.6, табл. XV.2).

Столы роторов изготовляются из стального литья марок 35Л,
40Л и др. Диаметр стола ротора зависит от диаметра проход-

Таблица XV. 2 Размеры вкладышей и отверстия стола ротора, мм (рис. XV. 6)

Отверстие стола ротора			Вкладыш	
Номинальный диаметр		В	D,	В,
445	444,5	462,0	443,0	460,4
520	520,7	538,1	519,1	536,6
700	698,5	716,0	697,0	714,8
його отверстия. Толщины стенок стола выбираются конструк-
тивно (не менее 15 мм).

Вкладыши и зажимы, являются промежуточными элемен-
тами между столом ротора и ведущей трубой или клиньями.
В отверстие ротора вставляется промежуточный вкладыш, со-
стоящий из двух половин с квадратной верхней частью и ци-
линдрической нижней. Во внутреннее коническое отверстие

Рис. XV.6. Размеры вкладышей и отверстия стола ротора

вкладыша, диаметр которого больше наибольшего диаметра
замка бурильных труб, вставляют либо зажимы скольжения
ведущей трубы, либо роликовые зажимы.

Для роторного бурения следует применять роликовые за-
жимы, так как меньшее трение между роликами и ведущей
трубой снижает износ ведущих труб, уменьшает осевую на-
грузку на главную опору и позволяет более точно поддержи-
вать на долоте заданную нагрузку.

Роликовые зажимы надевают на ведущую трубу и остав-
ляют на ней в течение всего времени бурения. При опускании
ведущей трубы в отверстие ротора нижнюю квадратную часть
корпуса зажима устанавливают в квадратное отверстие про-
межуточного вкладыша ротора и фиксируют стопорами.
В верхней части вкладышей ротора должны быть преду-
смотрены пазы для их захвата и подъема и пазы для замка,
которым вкладыши запираются в процессе бурения для пре-
дохранения их от выскакивания при вибрациях или вынужден-
ных небольших подъемах бурильной колонны.

Коническая зубчатая передача в роторе один из ответствен-
ных элементов, определяющих срок его службы. При выборе
конструкции передачи размеры ведомого колеса и опор стола
ротора принимают наименьшими для уменьшения окружных
скоростей их вращения. В ряде случаев при бурении требу-
ются высокие частоты вращения стола ротора. При частотах
вращения стола ротора 350 об/мин окружные скорости в зуб-
чатой передаче достигают 15—20 м/с и больше. Передачи изго-
товляют с высоким классом точности.

В современных роторах передаточное отношение стремятся
выполнить «21^4. Поскольку размеры ведомого большого ко-
леса определяются конструктивно диаметром проходного от-
верстия стола ротора, размеры ведущей шестерни стремятся,
принимать возможно большими, допускаемыми высотой конст-
рукции; число зубьев определяется в зависимости от величины
модуля, полученного расчетом. В роторах буровых установок,
рассчитанных на большие нагрузки, модуль зацепления обычно
находится в пределах 10—20 мм.

Ширина зубчатых колес b для конических передач не более
0,2Е (Е — конусная дистанция, мм). Коническую зубчатую пе-
редачу для обеспечения требуемой долговечности следует из-
готовлять со спиральным или косым зубом с углом наклона В
до 30°.

При термообработке До нарезки зубьев твердость 25—
32 HRC. После нарезки зубьев их 'термообработка до твердо-
сти 50—58 HRC осуществляется либо токами высокой частоты,
либо с нагревом пламенем горелки и последующим охлажде-
нием водой. Твердость ведущих шестерен должна быть на 3—
5 HRC больше твердости ведомых.

Подшипники стола ротора в большинстве случаев исполь-
зуют упорно-радиального типа, так как в роторах очень высо-
кие скорости движения тел качения. Шарики допускают более
высокие скорости, чем ролики, и центробежные силы тел каче-
ния воспринимаются беговой дорожкой кольца. Чаще в основ-
ной и во вспомогательной опорах применяют однорядные под-
шипники (рис. XV.7, а). Некоторые зарубежные фирмы приме-
няют в роторах небольших диаметров сдвоенные подшипники —
шариковые однорядный или двойной (рис. XV.7, б и в) и ко-
нические (рис. XV.7, г). Конические подшипники для высоких
частот вращения должны иметь очень высокую точность изго-
товления. Основная характеристика опор качения роторов при-
ведена в табл. XV.3.

Опорами ведущих быстроходных валов служат роликопод-
шипники почти всех типов. Обычно наиболее нагруженными
Таблица XV.3 Характеристика подшипников опор качения роторов

Опора качения	Условное обозначе- ние подшипника или фирма- изготовнтель	Тнп ротора	Размеры подшип- ника, мм				Тело качения		Грузоподъемность, МН		Предельная частота вращения, об/мин	Масса, кг
			d	D	н		Диаметр, мм	Количе- ство	статическая соа	динамиче- ская Сд-10"1		
Основная — шари-	71682/560г	БУ-50БР	520	750	85		44,45	37	2,58	3,10	350	96
коподшипники	91682/670г	У7-520-3	670	900	140		69,85	30	5,17	5,17	350	215
упорно-радиальные	91682/750х	У7-560-6	750	1000	150		76,2	20	4,10	4,44	250	227
		У7-760	900	1150	150		76,2	34	7,00	9,50	230	284
	1681/670Х	Р-560	750	1000	150		76,2	29	8,42	10,3	250	308
	1687/770 х	Р-700	770	1000	150		76,2	31	9,00	10,6	250	292
	1687/1060	Р-950	1060	1280	150		63,5	48	9,67	9,80	250	460
	1687/1400	Р-1260	1400	1630	150		63,5	62	12,5	10,9	200	490
	«Вирт»	PTSS-27 1/2	770	1000	160		76,2	31	6,35	5,94	350	
		А-205	780	990	150		76,2	26	5,35	5,64	350	
		С-275	1050	1280	150		76,2	32	6,55	6,04	350		
	«Нэйшенл»	С-375	1310	1540	145		69,85	40	6,90	6,23	350	
		С-495	1620	1850	130		57,15	48	7,00	5,35	350	
	«Ойлвелл»	А-37 1/2	1310	1540	150		76,2	41	8,4	7,16	350	
	«Гарднер-Денвер»	RT-17 1/2	675	905	130		63,5	25	3,55	4,00	. 400	
		RT-22 1/2	800	1030	150		76,2	28	5,75	5,55	400	
		RT-27 1/2	1050	1280	150		76,2	32	6,55	9,10	400	
Основная — ролико-			Р-450-ШЗ	545	850	183		62 X 75X100*	22	7,70	5,19	240	356
подшипники упорно-		Р-700-Ш2	790	1085	200		86X 100X102*	24	11,5	7,32	180	380
радиальные коничес-												
кие												
Вспомогательная —	1681/670Х	Р560-Ш8	670	800	105		76,2	36	7,40	3,30	350	150
шарикоподшипники	71682/800	У7-520-3	800	1060	118		60,0	39	6,88	4,96	230	187
упорно-радиальные	1681/850х	УР-760	850	1000	120		76,2	36	7,40	3,72	230	154
	32634	Р-560	620	800	105		. 47,6	38	4,30	6,80	250	101
	1688/770Х	Р-700	770	1000	90		44,4	48	4,73	7,20	250	92,5
	1688/1060	Р-950	1060	1280	90		38,1	72	5,22	7,10	250	130
	1689/1400Х	Р-1260	1400	1630	150		38,1	94	6,82	7,90	200	156
		А-205	730	850	100		50,8	24	2,20	2,84	350	170
		С-275	908	1028	100		50,8	28	2,55	3,15	350	
	«Нэйшенл	С-375	1160	1280	100		50,8	36	3,30	3,72	350				
		С-495	1464	1584	100		50,8	42	3,96	4,06	350	
* Указаны наименьший и	наибольший диаметры и длина ролика,		ММ.									
432												433
являются подшипники, расположенные у ведущей шестерни,
воспринимающие осевые нагрузки. В опорах, не воспринимаю-
щих осевые нагрузки, лучше применять роликоподшипники
с цилиндрическими роликами, позволяющими компенсировать
без смещения наружной обоймы тепловые расширения вала и
неточности его монтажа. Если по расчетной долговечности не
удается подобрать подходящий подшипник с цилиндрическими
роликами, то может быть применен или сферический радиаль-
ный подшипник с бочкообразными роликами, или двойной ко-
нический. В этом случае с приводной стороны вала целесооб-

Рис. XV.7. Подшипники опор стола ротора:

1 — кольцо внутреннее: 2 — сепаратор; 3 — кольцо наружное; 4 — кольцо внутреннее
вспомогательной опоры

разно применять роликовые цилиндрические подшипники, до-
пускающие осевые смещения, или сферические роликоподшип-
ники с бочкообразными роликами, но иногда применяют и сдво-
енные конические или цилиндрические роликоподшипники.

Пневматический клиновой захват. Для спуско-подъемных
операций в процессе бурения глубоких скважин1 роторы обору-
дуются клиновыми захватами с пневматическим управлением.
Эти клиновые захваты предназначены для механизированного
захвата и удержания на весу в столе ротора бурильных колонн
при СПО и обсадных труб при спуске их в скважину.

На рис. XV.8 показан встроенный в ротор автоматический
клиновой захват с пневматическим цилиндром, который управ-
ляет подъемом и опусканием клиньев для захвата или осво-
бождения бурильной колонны при СПО. При операциях буре-
ния клинья убирают и на их место устанавливают зажим веду-
щей трубы. Шток цилиндра связан системой рычагов с бугелем
и толкающими рычагами, поднимающими и опускающими
клинья. Во время бурения, когда стол ротора вращается, встро-
енные в него рычаги с бугельным кольцом также вращаются,
434
I

•Рис. XV.8. Захват клиновой пневматический:

/ — траверса; 2 — клинья; 3 — рычаг; 4 — вкладыш; 5 —втулка; 6 — Стойка; 7 — буриль-
ная труба; 8 — рама кольцевая; 9 —ролик; 10 — рычаг с вилкой; // — кольцо; 12 — ста-
нина ротора; 13 — цнлнндр пневматический; 14 — плашки
а пневмоцилиндр с рычагами, укрепленный на станине ротора,
неподвижен.

Бурильная труба при установке ее на роторе охватывается
и удерживается тремя или четырьмя клиньями с укрепленными
на них плашками, имеющими зубья.

Глава XVI

РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ВЕРТЛЮГОВ И РОТОРОВ

§ 1. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ВЕРТЛЮГОВ

НА ПРОЧНОСТЬ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

Ствол вертлюга — одна из наиболее ответственных деталей
вертлюга, так как его поломка может привести к тяжелой ава-
рии.

В процессе проводки скважины в случае прихватов буриль-
ных колонн и осложнений при спуске обсадных колонн на ствол
вертлюга могут действовать пиковые нагрузки, намного превос-
ходящие вес колонны. Эти нагрузки следует рассматривать как
статические.

Статическая нагрузка Рвс (в Н) рассчитывается по формуле

РВС = РТ63,	(XVI. 1)

где Рт— разрушающая нагрузка бурильных труб, Н; ^ — ко-
эффициент запаса (не менее 1,3).

Динамическую нагрузку Рвд (в Н), действующую на ствол
вертлюга в процессе бурения при вращении колонны, можно
определить по формуле

Рвд = (1 +	(S qilf + GKi) — -Рд + Ppf,	(XVI.2)

\ рт /

где рр и рт — относительные плотности соответственно бурового
раствора и материала труб; — вес 1 м труб с учетом выса-
женной части и замков, Н; — длина труб одинакового веса,
м; GKi — вес прочих элементов, составляющих бурильную ко-
лонну, Н; Ря — вероятная расчетная нагрузка на долото, Н
[см. формулу (XIII. 1) и табл. XIII. 1]; рр — расчетное давление
жидкости, Па [см. формулы (Х.З) и (Х.6)]; f — площадь сече-
ния отверстия ствола вертлюга, м2.

Напряжения при статической нагрузке о3 (в Па) в стенках
ствола вертлюга определяют по формуле для расчета толсто-
стенных сосудов, подверженных действию растягивающей на-
грузки,

оэ.= op + at + vo,,	(XVI .3)

где <тр — растягивающее напряжение в минимальном сечении
от действия расчетной нагрузки Ррг-, Па [см. формулу (XII.16)];
at — напряжение на внутренней поверхности отверстия, Па;
v — отношение предела текучести материала при растяжении
оТр к пределу текучести при сжатии отс; сгг = Ррг — напряжение
от давления жидкости, Па [см. формулу (XII.16)].

Напряжение на внутренней поверхности отверстия

I -L Ь2

(XVI .4)
1 —k?

где k — rjR— отношение внутреннего радиуса г отверстия ствола
вертлюга к его наружному радиусу R = DI2-, (D — наименьший
наружный диаметр ствола, м).

Тогда из (XVI.3) эквивалентное напряжение (тэг (в Па)

z I I М X

°эг = Орг + Ррг (——— + 'vj.	(XVI .5)

Коэффициент запаса статической прочности по пределу те-
кучести S = aT/aa должен быть не менее 1,65.

В формуле (XVI.5) для определения эквивалентного на-
пряжения при расчетах на прочность используются: расчетное
давление ррп из формулы (XII.16) и расчетная нагрузка Рр из
формулы (XVI.3), а для расчетов на выносливость давление
Ррв из формулы (XII. 16) и расчетная динамическая нагрузка
Рвя из формулы (XVI.2).

Коэффициент запаса прочности по выносливости

fla — rs г I ’	(Л VI .0)

tn

где о-t огр — ограниченный предел выносливости материала
ствола при работе в агрессивной среде, Па. Если нет точных
данных ограниченного предела выносливости, то можно прини-
мать для поковок из легированной среднеуглеродистой стали
о-l огр=0,28<Тв (ов — предел прочности материала ствола, Па);
<Та — средняя амплитуда цикла, аа = (omax— от1п)/2; /С6£> — коэф-
фициент, учитывающий влияние всех факторов на предел вынос-
ливости [см. формулу (XII.19)]; фо — коэффициент, характери-
зующий влияние асимметрии цикла на предел выносливости
[см. формулу (XII.19)]; <тт — среднее напряжение цикла, Па,
от = (o'max + omin)/2 (отах — максимальное напряжение цикла,
равное оъ; ошдп—минимальное напряжение цикла, (Tmin = pomax,
р — коэффициент неравномерности нагрузки, р = 0,6-^0,8).

Коэффициент запаса прочности по выносливости па выбира-
ется в пределах 1,3—1,5.

Коэффициент долговечности ствола вертлюга

(XVI.7)

где ЛР — расчетная наработка ствола, цикл, LP=Nonam (No —
базовое число циклов, равное 107; т — показатель кривой уста-
лости металла ствола в коррозионной среде, m = 6-?-9); LK —
суммарное число циклов нагрузки или суммарное число оборо-
тов бурильной колонны за период бурения одной типовой сква-
жины [см. формулу (ХШ.З)]; Zc — число типовых скважин, ко-
торое должно быть пробурено вертлюгом за расчетный срок
его службы.

Максимальные нагрузки, при которых наработка не превы-
шает Af=104 оборотов за весь срок службы вертлюга, в рас-
чет не принимаются. Величиной реактивного крутящего мо-
мента, возникающего при вращении бурильной колонны на
главном опорном подшипнике, можно пренебречь.

Кольцевой заплечник ствола вертлюга должен быть рассчи-
тан на изгиб и срез по статической нагрузке PBQ [см. формулу
(XVI.l)l.

Величину внутреннего диаметра ствола вертлюга следует
принимать в соответствии с нормами. Отверстия в стволе дол-
жны иметь плавные переходы диаметров с целью уменьшения
концентрации напряжений и гидравлических сопротивлений.
Поэтому при проектировании нового вертлюга следует выби-
рать оптимальные размеры внутреннего диаметра ствола, на-
порной трубы и подвода.

Цапфы корпуса воспринимают такую же наибольшую ста-
тическую нагрузку, что и ствол. Цапфа рассчитывается на из-
гиб и смятие как консольная или двухопорная балка, равно-
мерно загруженная по длине. При этом принимается, что на
каждую цапфу действует половина общей нагрузки.

Штроп вертлюга рассчитывается по наибольшей действую-
щей статической нагрузке как брус с криволинейной осью.
Верхнее сечение штропа и проушина рассчитываются как тол-
стостенное кольцо по формуле Ляме.

Корпус вертлюга точному расчету на прочность не подда-
ется ввиду сложной конфигурации. Однако приближенно его
можно рассчитать как двухопорную балку фигурного сечения.
Толщину стенок и ребер выбирают равными не менее 12—
15 мм. Все переходы скругляют, а стенки выполняют одной
толщины во избежание появления усадочных раковин при
литье.

Напорный сальник вертлюга. При самоуплотняющихся ман-
жетах, расположенных в отдельных камерах, наибольшее кон-
тактное давление приходится на первую манжету со стороны
высокого давления. Контактное давление между манжетой и
напорной втулкой определяется расчетным давлением ррп [см.
формулу (XII. 16)]. При многоманжетном поджимном сальнике,
как показывают опыты, все сальниковые кольца создают кон-
тактное давление между уплотняемыми поверхностями, однако
последнее сальниковое кольцо нагружено более всего.

Поджимная гайка сальника должна рассчитываться на осе-
вую нагрузку, создаваемую давлением, и силу сжатия саль-
ника.
Напорную трубу и корпус сальника рассчитывают на проч-
ность по максимальному испытательному давлению ррп как
тонкостенные сосуды. Толщина стенки

ksDPpn
2ат

(XVI. 8)

где k3— коэффициент запаса, равный 1,2—1,5; D — наружный
диаметр, м; ррп — внутреннее расчетное давление, Па; от— пре-
дел текучести материала напорной трубы, Па.

Кроме того, напорная труба должна быть проверена на де-
формацию по наружному диаметру с таким расчетом, чтобы

Рис. XV 1.1. Расчетная схема ротора

оставался минимальный зазор между трубой и дистанцион-
ными кольцами сальника, так как величина зазора влияет на
долговечность и форму уплотняющих манжет.

§ 2.	РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ РОТОРОВ

НА ПРОЧНОСТЬ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

Коническая зубчатая передача (рис. XVI. 1) рассчитывается по
методике, принятой для зубчатых передач, на выносливость зу-
бьев по контактной прочности и на изгиб от действия макси-
мального крутящего момента.

Расчетный диаметр конического колеса d2 зависит от диа-
метра отверстия стола ротора и является величиной, заданной
для данного типа ротора. Расчетный диаметр конической шес-
терни di выбирают в зависимости от заданного передаточного
отношения ц21 ротора, т. е. d\ = d2]u2\. Диаметр d\ зависит также
от диаметра вала, на который насаживается шестерня, и
толщины ее тела, так как в роторах шестерню' и вал за одно
целое не изготовляют из-за сложности их обработки. Переда-
точное отношение ротора u2i выбирается в зависимости от ки-
нематической цепи всей буровой установки, и для современных
роторов оно находится в пределах 2,8—4; наиболее.часто ис-
пользуют u2i = 3,4—3,6.

Диаметр начальной окружности шестерни на торце

del = Ziffls ИЛИ del —	,

«al

(XVI. 9)

где Zj — число зубьев шестерни; ms — торцовый модуль, мм.
Число зубьев колеса

z2 = ZiU2i или z2 = de2!ms.

Ширину зуба В (в мм) выбирают из соотношения

S^4mH/sinP или 6,5ms < В гС 0,2Е,

(XVI. 10)

(XVI.11)

где тв—модуль в нормальном сечении на торце, мм; тп =
= mscosp; р — средний угол наклона зубьев, градус (15—20°),
направление спирали — правое; Е — конусное расстояние, мм.

Величина нормального модуля в среднем сечении зацепле-
ния тНс (в мм) определяется по выносливости зуба на изгиб

...	2М] тах«и ь

тнс --	----------«и >

(XVI. 12)

где Mi max — наибольший крутящий момент на ведущем валу,
Н-м, Mimax= (Мт/н21)£3; Мт —момент скручивания бурильных
труб, Н-м; k3 — коэффициент запаса крутящего момента, рав-
ный 1,5—2; пп — коэффициент запаса прочности по изгибу, рав-
ный 1,5; d\ — расчетный диаметр шестерни в среднем сече-
нии, м

dl = Del — В COS <Р1,

(XVI. 13)

Ф1 — угол начального конуса шестерни, градус; сгт — наи-
меньший предел текучести материала зуба шестерни или ко-
леса, Па; ymin — коэффициент формы зуба, ymln = 0,36—0,47;
1ги — коэффициент нагрузки зубьев передачи при расчете на
изгиб, ки= 1,2—1,6.

Обычно торцовый модуль ms конических зубчатых передач
в роторах выполняется равным 12—20 мм.

После определения основных размеров зубчатой конической
передачи выбирается материал (по пределу текучести) дляко-
леса и шестерни. Затем определяют коэффициент контактной
выносливости С (в МПа)

С = ^ASax(«31 + .l).feKt	-	(XVI. 14)

Bdj«2i

где kK — коэффициент нагрузки по контактной выносливости
(при HRC<40 Лк=1,2—1,3; при HRC>40 kK= 1,4—1,6).

Коэффициент контактной выносливости С должен нахо-
диться в пределах 1—2 МПа, предельные значения СПр=
= 4,5 МПа для зубьев с твердостью HRO56.

Полученные' результаты сравниваются с уже выполненными
для зубчатых передач роторов. Если эти результаты неудовлет-
ворительны, то изменяют параметры или материал колеса и
шестерни и проводят расчет заново. Более подробно расчет зуб-
чатых конических передач изложен в специальной литературе.

Зубчатое колесо ротора напрессовывается на втулку стола
ротора с горячей посадкой, рассчитываемой по общепринятой
методике, и шпонками не крепится. Шестерня на вал напрессо-
вывается обычно тоже на горячей посадке, но дополнительно
крепится на шпонках, так как диаметр вала и поверхность кон-
такта недостаточны для передачи требуемого крутящего мо-
мента.

Быстроходный вал и другие элементы привода ротора рас-
считывают на прочность по максимальному крутящему моменту
по общепринятым методам.

Станина ротора рассчитывается на прочность по максималь-
ной статической нагрузке от действия максимального веса об-
садной колонны. Станину ротора изготовляют из стального ли-
тья или легированного чугуна большой ударной вязкости, так
как при спусках бурильных и обсадных колонн в случаях не-
поладок в подъемной системе могут происходить удары элева-
тора о стол ротора. Толщина стенок станины в зависимости от
величины действующей нагрузки колеблется от 15 до 30 мм.

§ 3.	ВЫБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

ОПОР ВЕРТЛЮГОВ И РОТОРОВ

Подшипники качения вертлюгов и роторов следует рассчиты-
вать в соответствии с ГОСТ 18854—82 и ГОСТ 18855—821.

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Са —
постоянная нагрузка, которую подшипник качения может вос-
принять при базовой долговечности, составляющей 1 млн. обо-
ротов. Эта долговечность соответствует 90 %-ной надежности.

1 При пользовании каталогами, в которых грузоподъемность указана
в системе КГС, следует принимать 1 кгс=10 Н.
Статическую грузоподъемность подшипников Соа опреде-
ляют, если назгрузка действует при частоте вращения
^71 об/мин.

Подшипники опор вертлюгов

Главная опора вертлюга рассчитывается на долговечность по
приведенной эквивалентной нагрузке, под которой понимается
такая условная постоянная нагрузка, которая обеспечивает ту
же долговечность, какую достигает подшипник в действитель-
ных условиях работы при действии переменных во времени на-
грузок.

При проектировании вертлюга для бурения выбранной ти-
повой скважины для обеспечения требуемого суммарного числа
циклов нагрузки (оборотов) сначала определяют эквивалент-
ную расчетную нагрузку Ра (в Н) на главную опору вертлюга:
ддя упорных однорядных подшипников

Pa^fdFa,	(XVI. 15)

где fd — коэффициент динамического нагружения, учитываю-
щий безопасность и надежность работы вертлюга, fd = k^kakVi;
fd= 1,8-г-2,5, тогда при Fa=P3R

Ра = /’вд^б^эйк;	(X VI. 16)

для упорно-радиальных подшипников

Ра = (XFr + YFa) МбМк.

(XVI. 17)

где Fa и Fr—постоянные по величине и направлению осевая и
радиальная нагрузка соответственно, Н; X и У—коэффициенты
радиальной и осевой динамической нагрузок соответственно.

При выборе радиальных и радиально-упорных однорядных
шариковых и конических роликовых подшипников следует учи-
тывать, что осевая нагрузка Fa не влияет на расчетную экви-
валентную нагрузку Ра при отношении (Fa/Fr) <е, зависящем
от типа подшипника и номинального угла контакта а. При зна-
чениях (Fa/Fr)>e коэффициент радиальной нагрузки X для
шариковых подшипников набирают по приведенным ниже дан-
ным.

а, градус ...........................

е ...................................

X ...................................

45	60	75
0,66	0,92	1,60
1,25	2,17	4,67

Для роликовых подшипников X=tga. Коэффициент осевой на-
грузки У принимается равным единице. Номинальный угол кон-
такта подшипника а равен углу между линией действия ре-
зультирующей нагрузки на тело качения и плоскостью, перпен-
дикулярной к оси подшипника, градус.
В формулах (XVI.16) и (XVI.17) Рвд— динамическая на-
грузка, действующая на ствол вертлюга при конечной глубине
скважины, Н [см. формулу (XVI.2)]; kT — температурный ко-
эффициент (при /<100 °C £т=1; при /=125 °C, йт = 1,005); k&—
коэффициент безопасности, принимаемый для вертлюгов рав-
ным 1,4—1,8 (для обеспечения показателя вероятной безотказ-
ности Р(/) = 0,92—0,94 при £^ = 3000 ч); kK — кинематический
коэффициент (для упорных подшипников качения при враща-
ющемся внутреннем кольце £к=1); ka — коэффициент эквива-
лентности при ступенчатом нагружении

г L4 \ Рвд / /-кгс

(XVI. 18)

где р— степенной показатель (для шарикоподшипников р = 3,
для роликоподшипников р = 3,33; т. е. 10/3); Рвд4— динамиче-
ская нагрузка на вертлюг при различных режимах работы РВдь
РВД2, ..., Рвдп, Н; LK — число циклов нагружений ствола верт-
люга [см. формулу (XIII.3)]; L, — парциальное число циклов
нагружений (наработка) в каждом режиме Li при РдвЬ Ь2 при
Рвд2 и т. д.; zc— число типовых скважин, которые следует про-
бурить с помощью проектируемого вертлюга за расчетный срок
его службы.

Требуемая динамическая грузоподъемность Са (в Н) упор-
ного подшипника

Са= Рд(Акгс)1/р.

(XVI. 19)

По величине требуемой динамической грузоподъемности
главной опоры вертлюга из каталога выбирают подшипник.

Базовая долговечность подшипника (ресурса) Li0 (число
оборотов)

L1°=	108 ’	(XVI. 20)

Долговечность подшипника Lh (в ч)

10° ( Са у
бОп V ра)

/10

60/г

(XVI.21)

где п — частота вращения подшипника, об/мин.

При проектировочном расчете требуемую динамическую гру-
зоподъемность Са (в Н) можно определять по приближенной
формуле

с  р
In

(XVI. 22)

где fn — коэффициент частоты вращения (табл. XVI.1).
Таблица XVI. 1. Коэффициент частоты вращения fn

Частота вращения п, об/мин	Коэффициент fn для подшипников	
	шариковых	роликовых
30	1,036	1,032
50	0,874	0,886
75	0,760	0,781
100	0,693	0,719
125	0,644	0,673
150	0,606	0,637
200	0,550	0,584

Частота вращения п, об/мин	Коэффициент fn для подшипников	
	шариковых	роликовых
250	0,511	0,546
300	0,481	0,517
350	0,457	0,494
500	0,406	0,444
760	0,353	0,391
1000	0,322	0,361
1500	0,281	0,319

В практике конструирования вертлюгов за рубежом требуе-
мую динамическую грузоподъемность подшипника принимают
по стандартам АНИ Са=1,9Ра, установленным для срока
службы £л = 3000 ч при частоте вращения п=100 об/мин, что
соответствует 18- 106 циклам (оборотам).

На рис. XVI.2 приведена зависимость динамической на-
грузки от частоты вращения для вертлюгов различных типов
(В 1, ..., В7) при Lh = 3000 ч.

Базовая динамическая осевая грузоподъемность Са (в Н)
вновь проектируемого подшипника определяется по формулам:
для упорных однорядных роликоподшипников (при а=90°)

Са = /Лшег3/4ршв/27;	(XVI. 23)

для упорно-радиальных однорядных роликоподшипников
(при аУ=90°)

Са = fc (Lwe cos а)7/9 z3l4Dwe27 fg «-

(XVI. 24)

где fc—коэффициент, зависящий от геометрии деталей под-
шипников, Н/мм1’4, при £>ше>25,4 мм (табл. XVI.2):

Таблица XVI.2. Коэффициент геометрии деталей роликоподшипников

Dwe/Ppw	Значения 1с при а = 90 0	ЯщаСоз aiDpw	Значения fc при а, градус		
			50	65	80
0,01	105,4	0,01	109,7	107,1	105,6
0,05	120,7	0,05	155,2	151,5	149,4
0,10	175,7	0,10	175,5	171,4	169,0
0,20	205,5	0,20	183,7	179,3		
0,30	224,3	—	—	—	—
(коэффициент fc для промежуточных значений DwelDpvi И
Dwecosa!Dpw определяется линейной интерполяцией); Lwe —
длина ролика для расчета грузоподъемности, мм; z— число
тел качения; Dwe — диаметр ролика для расчета грузоподъем-
ности, мм; Dpw — диаметр окружности шариков или роликов,

мм.

Базовая статическая осевая грузо-
подъемность опоры вертлюга должна
быть больше разрывной прочности 7?т
применяемых бурильных труб

Coa = f^ = hP^	(XVI. 25)

где fs — коэффициент надежности при
статическом нагружении, Д=1,2—2,5;
Рв — максимальная статическая на-
грузка, Н.

Если динамическая или статическая
грузоподъемность подшипника и допу-
стимая частота вращения неизвестны, то
они могут быть определены для упорных
или упорно-радиальных однородных
подшипников с цилиндрическими, кониче-
скими или бочкообразными роликами из
следующих выражений.

Статическая грузоподъемность вновь
проектируемых подшипников Соа (В Н):
упорных и упорно-радиальных шари-
коподшипников

С = 50zD?,. sin а;	(XVI.26)

l/U	U/P	'

упорных и упорно-радиальных роли-
коподшипников

Соа = lOOzL^Diee sin а.	(XVI.27)

Допустимая частота вращения пр
(в об/мин) может быть определена по
формуле

Пр-----------_,

JJpw

Рис. XV1.2. Зависимость
динамической нагрузки
на главную опору вер-
тлюга от частоты враще-
ния при наработке
18 • 106 циклов (оборотов)

(XVI. 28)

ki — коэффициент, учитывающий влияние габаритов подшип-
ника на его быстроходность. При £>рю<100 мм kt=\; при
Dpw = 1ОО-5-ЗОО мм kx уменьшается от 0,85 до 0,4 с увеличением
диаметра Орю; kz—коэффициент серийности подшипника

Серия	.  ............. Легкая	Средняя	Средняя	Тяжелая

широкая

fe2 ..................... 1,0	0,8	0,85	0,6
ks — коэффициент, учитывающий влияние воспринимаемой
нагрузки на его быстроходность (рис. XVI.3); ppwn] —пара-
метр частоты вращения, зависящий от рода смазки, типа под-
шипника и конструкции его сепаратора, мм-об/мин (табл.
XVI.3).

Таблица XVI.3. Значении параметра (Dpw, п) 106, мм-об/мин

Подшипник	Смазка	
	пластичная	жидкая
Цилиндрический	0,7	1,0
Конический	0,5	0,7
Бочкообразный	—	1,8

Рис. XV1.3. Зависимость коэффици-
ента влияния нагрузки k3 на быстро-
ходность подшипника от частоты
вращения.

Расчетная долговечность, тыс. ч: 1 — 2;

2 —5; 3 — 10; 4 —20

Упорный вспомогательной подшипник ствола вертлюга пред-
назначен для восприятия веса его невращающихся деталей,
а также для восприятия толчков и ударов с забоя, особенно
при бурении в твердых и крепких породах. Поэтому расчетная
нагрузка Ра (в Н) при определении статической грузоподъем-
ности подшипника и его долговечности

Pa = k6(G1 + G2),	(XVI .29)

где ka — коэффициент безопасности (учитывающий толчки и
удары), равный 1,8—2,5 [см. формулу (XVI. 17)]; Gj.— вес не-
вращающихся деталей вертлюга, Н; G2— вес ’/з бурового на-
порного рукава, Н.

Радиальные подшипники ствола вертлюга не несут какой-
либо определенной нагрузки, их габариты и тип подбирают
в соответствии с конструкцией.

Подшипники опор роторов

Подшипники стола ротора, как и зубчатая передача, — основ-
ные элементы, определяющие долговечность и надежность ро-
тора, и их расчет и конструирование наиболее сложны. В опо-
рах ведущего вала применяют стандартные подшипники каче-
ния, расчет которых незначительно отличается от расчета опор
валов общего машиностроения.

Для выбора подшипников и определения их срока службы
сначала рассчитываются действующие на опоры нагрузки.
Предварительно надо найти силы, действующие в зацеплении.
При расчете роторов обычно условно принимают, что привод
ведущего вала всегда осуществляется цепной передачей при
минимальном диаметре ведущей звездочки d3=0,3-^-0,32 м;
к. п. д. ротора г]Р = 0,9.

За расчетный режим принимается частота вращения стола
п= 100 об/мин при сроке службы Lh = 3000 ч и длительно дей-
ствующем моменте пропорциональном глубине бурения и
определяемом из графика нагружения ротора (см. рис. XIII.2)
в зависимости от условий бурения, диаметра и типа долот, при-
меняемых бурильных труб и УБТ.

Долговечность опор ротора определяется в следующем по-
рядке.

1.	Определяют исходные параметры для расчета: расчетный
крутящий момент на столе ротора Л4Р (в Н-м)Дсм. формулу
(ХШ.2)], расчетную частоту вращения стола ротора прСр
(в об/мин), расчетную осевую нагрузку, действующую на глав-
ную опору В стола (в Н) [см. рис. (XVI. 1)],

Fab = G — Уа + Уро>	(XVI. 30)

где G — вес стола ротора и вкладышей, Н; Уг— нормальная
сила, действующая в зацеплении конического зубчатого ко-
леса, Н [см. рис. (XVI.1)]; Уро — осевая нагрузка, создаваемая
трением ведущей трубы о зажимы стола ротора, Н;

Уро = РвтР. = Л4а/7?|1,	(XVI.31)

где Рвт — тангенциальная сила, действующая между вклады-
шами ротора и ведущей трубой, Н; ц—коэффициент трения
ведущей трубы о зажимы ротора (для скользящих вкладышей
ц=0,254-0,30, для роликовых зажимов р = 0,1); R — радиус
приложения силы между ведущей трубой и зажимами ро-
тора, м.

Силы, действующие в зубчатом зацеплении, Н (см. рис.
XVI.1),

окружная

нормальная

У1 = Qa = —~ [tg (os + р) sin	±sin (3 cos фП;	(XVI.33)

cos р
радиальная

<?1 = W2 =-------— [tg (а + р) cosq>i + sin 0 sin tpx],

cos p

(XVI. 34)

где p — угол наклона зуба, градус; а — угол зацепления, гра-
дус (обычно а = 20°); р — угол трения скольжения между зу-
бьями, градус (р~3°).

В формулах (XVI.33)' и (XII.34) знак плюс берется, когда
направления наклона зуба и вращения вызывают составляю-
щую осевой нагрузки, направленной от вершины к основанию
конической шестерни; знак минус при противоположном на-
правлении составляющей этой нагрузки.

Осевая N2 и радиальная Q2 силы на колесе соответственно
равны и противоположны по знаку радиальной Qi и осевой М
составляющим на сопряженной шестерне.

Расчетная нагрузка на звездочку, Н

Рз —	2^21^3

(XVI.35) ’

Нагрузка Р3 условно принимается действующей парал-
лельно окружной силе.

Остальные обозначения приведены на рис. XVI.1.

2.	Рассчитывают реакции на опорах А и Б ведущего быст-
роходного вала по общепринятым методикам, после чего опре-
деляют нагрузки для расчета и выбора подшипников.

Опоры стола ротора с консольным расположением зубча-
того колеса рассчитывают по следующим формулам.

Эквивалентная нагрузка на главную опору В ротора для
однорядного упорно-радиального шарикоподшипника

Р = (ХРгв + УРав)к^з,	(XVI.36)

где X и У — коэффициенты радиальной и осевой динамической
нагрузок [см. формулу (XII.17)J; kT — температурный коэффи-
циент,. равный 1; &б — коэффициент безопасности для роторов,
принимаемый равным 1,8—2,5; &8 — коэффициент эквивалентно-
сти, определяется аналогично (XVI.18).

Радиальные реакции на опорах стола ротора (см. рис.

XVI.1):

главная опора В

Rb = РrB =	+ (_ Q3 _A.y ,

V \	*5	/ X *5	/

вспомогательная опора Г

(XVI. 37)

(XVI.38)
Зная эквивалентную нагрузку Ра, по формулам (XVI. 17) и
(XVI.20) определяют долговечность подшипника и по формуле
(XVI.19) требуемую динамическую грузоподъемность. Так как
роторы, рассчитанные на большую грузоподъемность, произво-
дят в небольших количествах, подшипники опор стола ротора
проектируются и часто изготовляются заводами, производя-
щими буровое оборудование.

Базовая динамическая осевая грузоподъемность Са (в Н)
для упорно-радиальных одинарных шарикоподшипников при
£>ю>25,4 мм и а=#90°

Са = 3,647 (fc cos а)0’7 tg аг2^4,	(XVI. 39)

где а — угол контакта, градус; Dw — диаметр шариков, мм;
fc — коэффициент, зависящий от геометрии деталей подшип-
ника, точности изготовления й материала (табл. XVI.4).

Таблица XV 1.4. Коэффициент’геометрии деталей шарикоподшипников

	Значения fc, Н/мм 1‘, при DW>2S,4 мм и а = 90 °	Dw cos а	Значения fc, Н/мм‘Л, при Dw>25,4 мм н угле контакта а, градус	
		Dpw		
			45	60
0,14	81,1	0,14	84,1	78,3
0,16	84,4	0,16	85,1	79,2
0,18	87,4	0,18	85,5	79,6
0,20	90,2	0,20	85,4	79,5
0,24	95,3	0,24	84,0	—
0,28	99,8	0,28	81,3	—
0,30	101,9	0,30	79,6	——
0,34	105,8	—	—	—

Статическая грузоподъемность упорно-радиальных одинар-
ных шарикоподшипников роторов определяется по формуле
(XVI.26). Подшипники вспомогательных опор роторов выби-
рают в соответствии с конструкцией, так как расчетные на-
грузки незначительны и базовая долговечность подшипников
больших размеров весьма велика, хотя эти опоры часто выхо-
дят из строя вследствие плохой смазки или нарушения регули-
ровки люфта.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.	Алексеевский Г. В. Буровые установки Уралмашзавода. М., Недра,
1981.

2.	Антонов А. А. Пневматические фрикционные муфты в нефтяной про-
мышленности. М., Недра, 1973.

3.	Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. М., Маши-
ностроение, 1982.

4.	Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения.
Справочник. М., Машиностроение, 1975.

5.	Букштейн М. А. Стальные канаты нефтегазодобывающей промышлен-
ности. М., Недра, 1969.

6.	Буровые установки Уралмашзавода. Вып. 2. М., Недра, 1975.

7.	Единые нормы техники безопасности на разработку основных видов
нефтегазодобывающего оборудования. РД39-22-617—81. МНП, 1982.

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

9.	Иткис М. Я- Расчет и конструирование бурового оборудования с при-
менением ЭЦВМ. М., Машиностроение, 1979.

10.	Когаев В. П. Расчеты на прочность при напряжениях, переменных
во времени. М., Машиностроение, 1977.

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

12.	Моцохейн Б. И., Парфенов Б. М. Электропривод буровых лебеДок.
М„ Недра, 1978.

13.	Николич А, С. Поршневые буровые насосы. М., Недра, 1973.

14.	Орлов Н. И., Основы конструирования. М., Машиностроение, 1977.

15.	Поляков В. Н., Смирнов В. И., Константинов А. А. Буровые уста-
новки завода «Баррикады». М., Недра, 1972.

16.	Проников А. С. Надежность машин. М., Машиностроение, 1978.

17.	Тарасевич В. И. Основы повышения производительности буровых
установок. М., Недра, 1968.

18.	Инженерная надежность и расчет на долговечность. Пер. с англ.
Под ред. Г. Н. Беласанова. М.— Л., Энергия, 1966.

19.	Composiite catalog of Oil Field Equipment and Services. Texas, USA,
World Oil A Gulf Publishing Company Publication, 1979—1981.
ОГЛАВЛЕНИЕ

РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ. ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ БУРОВЫХ УСТАНОВОК

Глава I. Исходные положения........................................  4

§ 1.	Конструкции скважин и условия нх строительства..................4

§ 2.	Процесс бурения скважины, функции и структура буровой установки 6

§ 3.	Выбор категории, класса, вида и основных параметров буровой ус-
тановки ...........................................................12

Глава II. Принципы конструирования бурового оборудования ... 17

§ 1.	Задачи и технические основы конструирования....................17

§ 2.	Экономические основы конструирования...........................19

§ 3.	Прогнозирование надежности при проектировании..................25

§ 4.	Долговечность бурового оборудования............................43

Глава III. Методы конструирования бурового оборудования .... 45

§ 1.	Начальный этап проектирования..................................45

§ 2.	Выбор схемы и компоновка оборудования буровой установки ... 49

§ 3.	Разработка кинематической схемы буровой установки..............61

§ 4.	Принципы расчета элементов бурового оборудования ....... 75

§ 5.	Применение электронных цифровых вычислительных машин (ЭЦВМ)
при расчете и проектировании бурового оборудования ............... 86

РАЗДЕЛ второй, проектирование силовых приводов и транс-
миссии буровых установок

Глава IV. Выбор характеристик силового привода.......................,90

,§ 1. Определение типа привода и его характеристик....................90

§ 2.	Характеристики двигателей силовых приводов......................94

§ 3.	Трансмиссии и средства искусственной приспособляемости силовых
приводов.............................................................107

§ 4.	Совместная параллельная работа двигателей......................132

Глава V. Конструирование	силовых	приводов.......................134

§ 1.	Выбор двигателей..............................................  134

§ 2.	Компоновка силовых	приводов	и	трансмиссий.....................141

Глава VI. Проектирование и расчет коробок перемены передач и транс-
миссий .............................................................153

§ 1.	Коробки перемены передач.....................................153

§ 2.	Проектирование и расчет трансмиссий..........................158

РАЗДЕЛ ТРЕТИЙ. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОМПЛЕКСОВ ДЛЯ СПУСКА
И ПОДЪЕМА КОЛОНН ТРУБ

Глава VII. Функции и структура спуско-подъемного комплекса . . . 188

§ 1.	Процесс подъема и спуска колонн; функции комплекса.............188

§ 2.	Кинематика подъемной системы................................. 196

§ 3.	Определение нагрузок на элементы спуско-подъемного комплекса . 202

§ 4.	Мощность спуско-подъемного комплекса...........................211

§ 5.	Продолжительность подъема и спуска бурильной колонны .... 212

§ 6.	Выбор числа скоростей подъема и их соотношения.................215
Глава VIII. Конструирование талевых систем.........................217

§ 1.	Функции, структура, типы и требования........................ 217

§ 2.	Выбор стальных канатов /Тля талевых систем....................220

§ 3.	Кронблоки и талевые блоки.................................... 231

§ 4.	Буровые крюки н крюкоблоки....................................241

§ 5.	Расчет талевых систем.........................................249

Глава IX. Конструирование буровых лебедок..........................256

§ 1.	Функции, структура, технические характеристики и требования . . 256

§ 2.	Разработка кинематической и конструктивной схем буровой лебедкн 262

§ 3.	Конструирование и расчет станин, валов и барабанов буровых лебедок 265

§ 4.	Конструирование и расчет главных тормозных устройств..........279

§ 5.	Вспомогательные регулирующие тормоза буровых лебедок .... 297

РАЗДЕЛ ЧЕТВЕРТЫЙ. НАСОСНО-ЦИРКУЛЯЦИОННЫИ комплекс
буровой установки

Глава X. Функции и устройство насосно-циркуляциониого комплекса . 307

§ 1.	Функции и схемы...............................................307

§ 2.	Основные характеристики насосно-циркуляционного комплекса . . 310

§ 3.	Выбор числа насосов и структурной схемы насосного комплекса . .314

§ 4.	Выбор типа, параметров и конструкции насоса...................317

Глава XI. Конструирование буровых насосов и их элементов .... 319

§ I.	Выбор структурной схемы насоса................................319

§ 2.	Конструирование приводных насосов  ...........................323

§ 3.	Трансмиссионная часть насоса................................  329

§ 4.	Конструирование элементов трансмиссионной части...............336

§ 5.	Гидравлическая часть насоса................................... . 343

§ 6.	Конструирование элементов гидравлической части................346

Глава XII. Расчет буровых насосов и их элементов...................371

§ 1.	Мощность и к. п. д. насосов . . . ............................372

§ 2.	Основные размеры гидравлической части насоса..................373

§ 3.	Расчет на прочность элементов гидравлической части бурового насоса 374

§ 4.	Расчет элементов трансмиссионной части бурового насоса .... 384

РАЗДЕЛ ПЯТЫЙ. ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ВРАЩЕНИЯ БУРИЛЬНЫХ КО-
ЛОНН

Глава XIII. Функции	и характеристика оборудования...............394

§ 1.	Функции и схемы.............................................. 394

§ 2.	Основные характеристики оборудования для вращения бурильных ко-
лонн ..............................................................396

Глава XIV. Вертлюги............................................   .	399

§ 1.	Требования, состав, схемы и параметры ........................ . 399

§ 2.	Конструирование вертлюгов и их элементов......................404

Глава XV. Роторы.................................................  417

§ 1.	Требования, состав, схемы и параметры.........................417

§ 2.	Конструирование роторов н их элементов.....................  .	421

Глава XVI. Расчет элементов вертлюгов и роторов....................436

§ 1.	Расчет элементов вертлюгов на прочность и долговечность .... 436

§ 2.	Расчет элементов роторов на прочность н долговечность.........439

§ 3.	Выбор и расчет подшипников опор вертлюгов и роторов ..... 441

Список литературы................................................. 450
Александр Лонгинович Ильский
Юрий Викторович Миронов
Анатолий Григорьевич Чернобыльский

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
БУРОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ

Редакторы издательства Л. Ф. Маклакова, С. М. Каешкова, Т. А. Чопорова

Переплет художника Т. Н. Погореловой

Художественный редактор В. В. Шутько

Технический редактор М, В. Карева

Корректор Н. А. Громова

ИБ № 5303

Сдано в набор 19.07.84. Подписано в печать 20.11.84. Т-22522. Формат
60Х901/!.,. Бумага книжно-журнальная. Гарнитура «Литературная». Печать
высокая. Усл.-печ. л. 28,5. Усл. кр.-отт. 28,5. Уч.-изд. л. 30,0. Тираж
7000 экз. Заказ 1379/9227—5. Цена 1 р. 30 к.

Ордена «Знак Почета» издательство «Недр а».

103633, Москва, К-12, Третьяковский проезд, 1/19

Ленинградская типография № 4 ордена Трудового Красного Знамени Ле-
нинградского объединения «Техническая книга» нм. Евгении Соколовой
Союзполнграфпрома при Государственном комитете СССР по делам из-
дательств, полиграфии и книжной торговли. 191126, Ленинград, Социа-
листическая ул., 14.