Бурение грунтовых зондов, установка энергетических колодцев

Коэффициент работоспособности подшипника, представляю­щий собой условную нагрузку при скорости вращения в 1 об/мин и долговечности 1 ч, определяется по формулам: для шарикоподшипников

сп ш = KiZ® ■ 7d2Jp cos Р; (99)

для радиальных роликоподшипников

cnp=x;z^<yp) (юо)

где К и К—коэффициенты динамической стойкости [88], зави­сящие от типа подшипника, его материала и точности изготовле­ния; р — угол контакта; zm, zv — количество тел качения; йт — диаметр шариков; dv—диаметр роликов; /р — эффективная дли­на роликов; ф — коэффициент, уменьшающийся при увеличе­

нии dm.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных с сепарато­ром /Ci = 65 и без сепаратора /Ci = 60. Для шарикоподшипников радиально-упорных однорядных с сепаратором /Ci=65. Для роли­коподшипников с короткими цилиндрическими роликами при

-^- =1,25-—2 с сепаратором К =70 и без сепаратора К =65.

dp

Из уравнения (90) следует, что при усталостном изнашивании долговечность подшипников tf можно значительно повысить в ре­зультате увеличения Сп. Так, при увеличении Сп в 2 раза, долго­вечность увеличивается в 10 раз. Коэффициент работоспособности более выгодно повышать за счет увеличения размеров тел каче­ния, а не их количества. Например, если у долота 2К-214СГ 19 ро­ликов большого роликового подшипника диаметром 10 мм заме­нить 15 роликами диаметром 12$ мм, то Сш увеличится в 1,061 раза, а долговечность в 1,22 раза (условно считая, что под­шипник работает в условиях смазки). При этом диаметр цапфы уменьшится на 3,2 мм, а внутренний диаметр беговой дорожки шарошки увеличится на 1,9 мм.

В табл. 10 приведены результаты испытаний на долговечность шарикоподшипников № 208 с различными радиальными зазора-

Таблица 10 Радиальный зазор, мк 1-5 5—10 10—15 15—20 >20 Средняя долговечность подшип­ников, ч. •…………… 320 460 1200 1300 740

ми при смазке машинным маслом, из которых можно сделать вывод о существовании оптимальных пределов радиального за­зора, обеспечивающего наибольшую долговечность подшипника.

При недостаточном зазоре шарики защемляются и теряют воз­можность изменять плоскость вращения, что ускоряет наступление усталостного разрушения в местах контакта. Возможно и ухудше­ние условий смазки зон контакта. С другой стороны, увеличение зазора выше оптимальных пределов вызывает уреличение наиболь­ших контактных напряжений под наиболее нагруженным шариком в результате уменьшения зоны нагружения и числа работающих тел качения, что также приводит к снижению долговечности под­шипников.

Зависимость долговечности цилиндрических роликовых подшип­ников от радиального зазора аналогична таковой у шарикопод­шипников, но оптимальные зазоры в 2—4 раза больше.

Условия работы подшипников опор долота отличаются от нор­мальных условий высокой температурой нагрева тел качения и беговых дорожек. В этих условиях подшипники опор долот с до­пусками, при которых возможны нулевые или близкие к ним зазоры (как например, у ранее выпускавшихся долот Б12С [77]), могут привести к заклиниванию опор в самом начале работы от температурных расширений. Поэтому, если взять за основу реко­мендуемые радиальные зазоры для роликоподшипников, невзаи­мозаменяемых, работающих при нормальной температуре, в пре­делах 25—40 мк [88], то у роликоподшипников опор долот разме­ром от 214 до 295 мм минимальный возможный зазор должен быть не менее 50—80 мк. Что касается минимального зазора в замко­вом шариковом подшипнике, то он должен быть больше полусум­мы максимальных зазоров в периферийных роликовых подшипни­ках на 40—45 мк [76, 77]. В этом случае замковый подшипник будет воспринимать только осевые усилия, а радиальные усилия будут восприниматься роликовыми подшипниками.

Так как подшипники долот в настоящее время изготовляются с низкой точностью (III класс), то фактические зазоры в них могут колебаться в весьма широких пределах. Так, у большого ролико­вого подшипника долота 2К-214СГ минимальный возможный зазор равен 70 мк, т. е. близок к оптимальному рекомендуемому, а мак­симальный зазор равён 270 мк, т. е. в 4 раза больше. Естественно, что и долговечности подшипников, изготовленных — с таким широким пределом возможных зазоров, т. е. с малой стабильностью, будут сильно отличаться. Правда, это колебание долговечности в зави­симости от фактических зазоров в долотных подшипниках будет меньше, чем у нормальных, так как на долговечность долотных подшипников оказывают влияние более существенные факторы: абразивность промывочных жидкостей, их коррозийность и др. Кро­ме того, в результате изготовления подшипников с различными зазорами происходит перекос образующих беговых дорожек ро­ликовых подшипников, приводящий к уменьшению эффективной длины роликов и, следовательно, к снижению коэффициента ра­ботоспособности опор.

Для оценки стабильности изготовления и сборки опор долот нами были замерены первоначальные радиальные и осевые люфты у всех шарошек 29 долот 2К-214СГ и 13 долот У-243С. Результаты замеров приведены в табл. 11, из которой видно, что величины

Таблица 11 Типоразмер долота Количество долот Фактические люфты радиальные осевые 1 размах коле — оаний, мм среднее зна­чение, мм коэффициент! вариации, % размах коле­баний, мм среднее зна­чение, мм коэффициент вариации, % 2К-214СГ…………………….. У-243С………………………… 29 13 0—0,20 0—0,17 0,04 0,07 125 82 0,04—1,05 0,16—1,04 0,55 0,53 44,3 37,0

люфтов шарошек рассматриваемых долот колеблются в широких пределах. Для долот обоих типов коэффициент вариации значений радиального люфта больше коэффициента вариации значений осе­вого люфта в 2,22—2,82 раза. В то же время, около 10,3% ша­рошек долот У-243С и 18,4% шарошек долот 2К-214СГ имели пер­воначальный осевой люфт больше допустимого.

По полученным данным об износе опор указанных долот была установлена зависимость между первоначальным радиальным люфтом опор и скоростью их изнашивания. При замере радиаль­ного люфта датчик люфтомера устанавливался над большим ро­ликовым подшипником и характеризовал его посадочный зазор. Поэтому и скорость изнашивания была взята для этого подшип­ника долота. Корреляционная зависимость между первоначальным радиальным люфтом R0 и скоростью изнашивания большого ро­ликового подшипника /р долот 2К-214СГ, отработанных при сход­ных условиях бурения в породах нижнего мела площади Восточ­ная (трест Ставропольбурнефть), представлена на рис. 35 и име­ет вид

/Р = Ж + ФЯ0, (101)

где Ж и Ф — величины, зависящие от ряда факторов, но постоян­ные для данных условий. ( n

Интересно отметить, что наименьшая скорость износа опор ша­рошек соответствует радиальным люфтам 0,02—0,05 мм при осе­вом люфте 0,25—0,5 мм. Аналогичная картина наблюдается и у долот У-243С.

Разумеется, количество анализируемых данных далеко недо­статочно, чтобы дать строгую количественную оценку влияния пер-

воначальных люфтов шарошек на износ опор, но эти данные ясно показывают качественную связь между указанными люфтами и износом. •

В табл. 12 приведены данные о первоначальных люфтах и из­носе опор двух групп долот 2К-214СГ, отработанных в аналогич­ных условиях.

• Таблица 12

Группа долот	Количество анализируемых шарошек —	Первоначальный люфт	Скорость изнашивания
радиальный	осевой	большого ро­ликового под­шипника	обоих ролико­вых подшип­ников	замкового подшипника
среднее зна­чение, мм	коэффициент вариации, %	среднее зна­чение, мм	коэффициент вариации, %	среднее зна­чение, mmJh	коэффициент вариации, %	среднее зна­чение, мм/ч	коэффициент вариации, %	среднее зна­чение, мм 1ч	коэффициент вариации, %
I II	24 18	0,050 0,035	76 126	0,63 0,55	30 44	0,38 0,25	45,5 117,0	0,26 0,17	45,5 105,0	0,25 0,21	40 89

У долот II группы, у которых средние значения первоначальных радиальных и осевых люфтов шарошек были меньше, чем у долот. I группы, оказались меньшими и

R0. мм

Рис. 35. Зависимость между пер­воначальным радиальным люфтом опор Ro и скоростью изнашива­ния большого роликового под­шипника 1р.

средние скорости" износа всех подшипников.

Коэффициент вариации скоро­сти износа замковой опоры для обеих групп долот больше коэф­фициента вариации первоначаль­ного осевого люфта, в то время как коэффициент вариации ско­рости износа роликовых опор меньше коэффициента вариации первоначального радиального люфта.

У долот II группы коэффици­енты вариации первоначальных люфтов и скорости износа опор больше, чем у долот I группы*

, т. е. долота, имеющие при изго­

товлении менее стабильные посадочные размеры, менее стабильны и по долговечности.

В последние годы в целях увеличения времени пребывания до­лота на забое все шире Стали применять опоры с шариковыми подшипниками вместо роликовых. Поэтому представляет интерес анализ причин преимущества опор долот с шариковыми подшип­никами. . .

Допускаемые габаритные размеры подшипников позволяют при­менять роликоподшипники с отношением =2. В этом случае,’

ар

как следует из сравнения формул (99) и (100) (даже без учета того, что K[>Ki), коэффициент работоспособности опоры долота, выполненной по схеме «ролик — шарик — ролик», будет почти вдвое больше (если принять, что dm—dv и замковые подшипники одинаковые), чем у опоры долота, выполненной по схеме «ша­рик — шарик». В действительности, в результате перекоса обра­зующих беговых дорожек у роликовых подшипников отношение

меньше двух, и фактический коэффициент их работоспособ-

dp

ности оказывается гораздо ниже теоретического. Шариковые под­шипники имеют точечный контакт, а не линейный, и поэтому пере­кос образующих оказывает незначительное влияние на их работо­способность. Кроме того, у бессепараторных роликоподшипников уже при радиальном люфте в 2—3 мм возможно заклинивание тел качения. Шариковые подшипники, как показывают промысловые наблюдения, могут работать до радиальных люфтов в 6—8 мм и больше без заклинивания.

Вследствие этого все более широкое распространение получают долота, имеющие опоры по схемам: «шарик — шарик — шарик» (ШШШ), «ролик — шарик — шарик» (РШШ) или «шарик — ша­рик— ролик» (ШШР). Но и при замене роликовых подшипников шариковыми [68] для повышения долговечности опор необходимо повысить точность их изготовления. Работа опор при радиальных люфтах выше 2—3 мм происходит уже в области прогрессивного изнашивания, и за счет Нее получить значительный прирост вре­мени Использования долота нельзя.

Таким образом, повышение точности изготовления опор долот продолжает оставаться одной из важнейших задач.’Замену роли­ковых подшипников шариковыми даже у долот типа Т, ТК и К следует считать временной мерой, не решающей полностью про­блему повышения долговечности опор. Но и в случае повышения точности изготовления опор выбор схемы их (РШР, ШШШ, РШШ или ШШР) должен производиться дифференцированно в зависимости от типа долота, т. е. от характеристики вооружения шарошек и свойств пород, для разбуривания которых предназна­чено долото. Так, для долот, имеющих значительное смещение осей шарошек (типа М й МС), более рациональной будет являть­ся опора, имеющая в своей схеме шцриковые подшипники. У та­ких долот возникают значительные по величине осевые усилия и создаются благоприятные условия для разворота роликов в посте­ли. Кроме того, бурение в мягких породах осуществляется при меньших нагрузках.

Вместе с повышением точности изготовления подшипников опор, особенно роликовых, увеличение их долговечности может осуще­ствляться использованием и других конструктивных методов. Од­
ним из таких методов, снижающих отрицательное влияние переко­са образующих беговых дорожек, является «бомбинирование» бе­говых дорожек шарошек [77] или роликов, т. е. придание им вы­пуклой формы. По данным [88], бомбинирование внутреннего кольца роликоподшипника № 32209 повысило долговечность под­шипника вдвое, а бомбинирование роликов (при сохранении ци­линдрических беговых дорожек) повысило их долговечность в 4 ра­за. Радиус бомбины для тяжелонагруженных роликоподшипников при полном использовании эффективной длины ролика принима­ется равным

TOC o "1-5" h z R = I12/р (102)

или определяется по следующему уравнению [88]:

■КтЛ

R = —. 1 • V а } J-.—, (103)

где

. 2т, [aK][F(e)-L(e)] Ь ’ v ‘

1 — ц? 1 —

Т]=:—^ + —(104)

Ei Е2

Е1 и Е2 — модули упругости материалов кольца и роликов; pi и Р2 — коэффициенты Пуассона для тех же материалов; а и b — со­ответственно большая и малая полуоси эллиптической площадки соприкосновения; F(e) и L(e) —полные эллиптические интегралы

I и II рода; e=~^f j2; [<*«]—наибольшее контактное на­пряжение.

Представляет интерес опора долота по схеме РШР, у которого большой роликовый подшипник в целях предотвращения разворо­та и заклинивания им. еет сепаратор. Малый роликовый подшип­ник изнашивается гораздо меньше, и случаи разворота его роли­ков очень редки.

Существующие конструкции подшипников опор долот не пре­дусматривают установку сепаратора для направления движения роликрв по беговым дорожкам. Считается, что роль сепаратора выполняют высокие бурты постели беговых дорожек, а за счет пространства, занимаемого сепаратором, в подшипник вводят не­сколько дополнительных роликов с целью увеличения работоспо­собности опоры. Такое решение проблемы повышения работоспо­собности опоры не следует считать рациональным во всех случаях, так как высокие бурты не выполняют полностью и до конца свои функции, а увеличение числа роликов, если учесть значительные по величине посадочные зазоры в подшипниках долота и наличие абразивного, а не чисто усталостного характера изнашивания, не дает, как показывают расчеты и лабораторные исследования, зна­чительного эффекта.

Для подтверждения высказанного предположения были прове­дены испытания стандартных роликоподшипников № 32206 в утя­
желенном гематитом растворе с 7=1,4 Г/смг на машинах для ис­следования износа МИ-1М при нагрузке 800 кГ и скорости вра­щения 425 об/мин. Диаметр роликов у подшйпников № 32206 равен 7,5 мм, длина — 7,5 мм, количество роликов—14, коэф­фициент работоспособности — 28 500.

Для сравнительных испытаний у тех же подшипников был уда­лен сепаратор, в результате чего удалось увеличить число роли­ков до 19 при обеспечении рекомендуемого в практике зазора между ними. Такое увеличение числа роликов при нагрузке 800 кГ и посадочных зазорах 0,05 мм должно было снизить наибольшие контактные напряжения с 22 000 до 19 400 кГ/см2, т. е. на 12%, и повысить коэффициент работоспособности с 28 500 до 35 300, т. е. в 1,24 раза. Следовательно, долговечность подшипников без сепаратора должна значительно увеличиться. Однако результаты испытаний, приведенные в табл. 13, свидетельствуют об ином.

Таблица 13 Суммарное число обо­ Весовой износ внутреннего кольца, г Весовой износ наружного ‘кольца, Суммарный износ колец, г Средний весо­вой износ од­ного ролика, г Весо­вой из­ ротов до замера из­носа без сепа­ратора с сепара­тором без сепа­ратора с сепа­рато­ром без се­пара­тора с сепа­рато­ром без се­парато­ра с сепа­рато­ром нос се­парато­ра, г 18 265 46 900 0,0615 0,2500 0,0699 0,3743 0,2224 Кольцо расколо­ лось 0,1655 0,8836 0/284 0,2354 1,2579 0,0093 0,1150 0,0141 0,0910 0,029 0,087

Неподвижное внутреннее кольцо подшипника имеет односто­роннюю нагруженность и преобладающим для него в зоне нагру­жения является усталостное изнашивание. Поэтому у подшипника с сепаратором, и с меньшим числом роликов износ внутреннего кольца оказался большим, чем у подшипника без сепаратора и с большим, числом роликов. Беговая дорожка вращающегося наруж­ного кольца подвергается более равномерному распределению кон­тактных напряжений по длине, т. е. каждая точка его испытывает меньшее число циклов нагружений, чем в зоне нагружения внут­реннего кольца, и поэтому здесь доля абразивного изнашивания возрастает. В результате износ наружного кольца у подшипника с сепаратором оказался меньше, чем у подшипника без сепара­тора. Суммарный износ колец за 18 265 оборотов оказался боль­шим. у подшипника без сепаратора. В первый период работы ро­лики и при отсутствии сепаратора не имеют свободы для переме­щений и перекосов. Поэтому в результате меньших контактных напряжений у подшипника без сепаратора износ роликов меньше, чем у подшипника с сепаратором. С увеличением зазоров при дальнейшем износе растет возможность перемещения роликов в постели, их перекосов и, как следствие, износ роликов у бессе — параторного подшипника становится большим, чем у подшипника с сепаратором. В результате перекосов роликов произошло разру­шение наружного кольца.

Подшипники № 32206 имеют отношение =1. Следует пола­гать, что в долотных подшипниках с —=2 влияние перекоса

dp

роликов на их^износ и износ беговых дорожек будет еще большим. Кроме того, долотные подшипники имеют значительно большие посадочные зазоры, и установка сепаратора окажет гораздо боль­шее влияние на снижение их износа, чем у подшипников № 32206. Вместе с тем, долота, имеющие большой роликовый подшипник с сепаратором, можно будет отрабатывать до гораздо больших люф­тов без разворота и заклинивания роликов. Результаты опыта по­казали незначительный износ сепаратора, что позволяет не опа­саться быстрого его износа и разрушения при работе в долоте.

Таким образом, приведенный анализ и результаты лаборатор­ных исследований позволяют считать, что установка в большом ро­ликовом подшипнике сепаратора, выполненного — для облегчения сборки разъемным, повысит работоспособность опоры долота, особенно в тех случаях, когда роль абразивного изнашивания опо­ры значительна.

Осевая нагрузка у большинства трехшарошечных долот воспри­нимается девятью подшипниками, расположенными в трех шарош­ках, причем три из них (замковые) служат для восприятия осе­вых составляющих всей нагрузки на долото. Трудность определе­ния режима работы каждого подшипника заключается в постоян­ном его изменении во времени в зависимости от целого ряда фак­торов, не, поддающихся точному учету.

^Приближенно эта задача может быть решена по методике* из­ложенной в работе.[76]. Более точно ее можно решить, если внести некоторые изменения и дополнения, а именно:

1) при определении величины и точки приложения равнодей­ствующего усилия по методике М. Л. Ланглебена [61] длину ли­нии контакта тыльной части периферийных зубцов со стенкой сква­жины для всех сочетаний взаимодействия зубцов с забоем с уче­том периферийного венца следует принимать равной величине предполагаемого или фактического углубления долота. При зна­чительном углублении зубцов в породу величину реакции каждого зубца следует принимать пропорциональной фактической опорной

, площади зубца;

2) эквивалентную нагрузку на каждый из подшипников ша­рошки следует определять более точно [10] по формуле

Рэк = /о^-33 + а2Р32’33 + а3Р|’33 + . . . + апРп’33, (105)

считая скорость вращения одинаковой при всех нагрузках. Здесь Ри Р2, Рз, •Рп — действующие на подшипник нагрузки при раз­личных случаях взаимодействия зубцов с забоем; а, а2, а3,— ап — число U случаев взаимодействия зубцов различных венцов с забоем, создающих соответственно нагрузку Р, Р2, Pi и т. д., в долях единицы от общего числа i поражений забоя за один оборот шарошки, т. е.

«i = -7-; а2 = — ■> аз = — j-; • • • ап = у — и h “Ь *2 Н" h + . • . + in ~ *

(числа *i, t2, 13 и т. д. определяются путем осмотра вооружения шарошек нового долота).

Методика, изложенная в работе [76], была применена для опор, выполненых по схеме РШР с посадочными зазорами в зам­ковых подшипниках, при которых они могут подвергаться воздей­ствию радиальной нагрузки. Для опор, выполненных по схеме РЩШ, ШШР или ШШШ, определение усилий, действующих на каждый из подшипников, ведется так же, как и для схемы РШР, с незначительными изменениями, а именно: в третье уравнение, составленное из условия суммарных контактных деформаций под наиболее нагруженным элементом качения, т. е. в уравнение

«> = r|-(8i + «3). (106)

подставляется соответственно значения суммарных контактных деформаций большого 63 роликового (шарикового) и малого 61 шарикового (роликового) подшипников. Здесь 62—суммарная контактная деформация замкового подшипника. Дальнейшее ре­шение уравнений и определение нагрузок на каждый из подшип­ников Рь Р2 и Р3 производятся так же, как и при схеме опоры РШР.

Чтобы определить усилия на подшипники опоры с различным соотношением посадочных зазоров, следует построить графики за­висимостей суммарных контактных деформаций 61 и б3 от Р и Р3 при различных посадочных зазорах для шариковых подшипни­ков, так же как это сделано для роликовых [76].

В опорах шарошек с такими посадочными зазорами в замковом подшипнике, когда ими воспринимаютс* только осевые усилия, методика определения усилий, действующих на каждый подшип­ник, будет иной. В этом случае радиальная составляющая нагруз — , ■ки на шарошку воспринимается только периферийными подшип­никами. Осевая составляющая (рис. 36), приложенная в какой — то точке образующей шарошки, может быть заменена силой А, действующей вдоль оси цапфы, и парой сил с моментом М=Аг. Силу А будет воспринимать замковый подшипник, а момент М — периферийный и замковый подшипники. Задача становится стати­чески неопределимой, и для ее решения необходимо третье урав­нение, составленное из условия суммарных контактных деформа­ций в подшипниках. Для опор со схемой РШР при определении усилий; действующих на периферийные роликовые подшипники,

приближенно можно принять, что момент пары сил будет восприни­маться полностью ими. Ролико­вые подшипники имеют контакт

Таблица 14

Малый роликовый подшипник

Большой роликовый подшипник

Замковый подшипник

се О. Л я К я се >» Я с. н и Я Яг ев Я Я я И ffi <Д сп

as к Э ев Я О. ь я я, 5 Я1-. Ч г *

£ О я £ о § е О, 5 з°а _ с ев 2оЗ

X “ X V ев Ч Я ев я ffi >» Я О. ffi U

5« S.

I	Третий — четвертый. . . Второй — третий — чет­вертый…………………. .. . Второй …………………………	11 5 5	0,52 0,24 0,24	2700 3240 4150	3340	6350 5240 2450	5670	850 40 1700	1200
II	Третий……..	10	0,44	2070		6000		480
	Второй — третий….	4	0,17	2740		5510		100
	Второй …………………………	5	0,22	4160	3020	3800	5400	310	730
	Первый — третий….	4	0,17	2740		4260		1170
III	Второй — третий….	12	0,54	2490		5860		380
	Первый ……………………….	5	0,23	4000	3140	1070	5150	3350	2160
	Первый — второй—третий 4	5	0,23	2970		4600		700

§ ® f- Гио.

* 2 СП s

аа.

X

2 * аоГ

« 5 я я я я ю л я 5

Долото 2К-214СГ

Долото К-214Т

Сочетание зубьев различных венцов, взаимодействующих с забоем*

I	Третий…………………………..	9	0,36	1650		4860		390
	Второй — третий….	6	0,24	2190	2770	4950	4270	360	2450
	Второй…………………………	7	0,28	3600		2140		2960
	Первый — третий….	3	0,12	2860		1780		3570
II	Третий………………………….	13	0,58	1870		6200		800
	Второй…………………..	5	0,21	3660	3100	3860	5430	800	2110
	Первый—второй….	5	0,21	3930		1730		3230
III	Второй — третий….	15	0,58	2600		5800		480
	Первый……………………….	6	0,23	3960	3200	800	5170	4000	2610
	Первый—второй—третий	5	0,19	3220		4360		800

* Нумерация венцов — от центра долота к периферии.

Таблица 15 Тип долота Угол наклона осей цапф к оси долота Форма шарошек Диаметр шарошек, мм Угол конусов шарошек, град основного дополни­ тельного первого дополни­ тельного второго 2К-214СГ……………….. 57°30′ Трехко­ 140 94 70 42 нусная К-214Т…………………… 52° То же 136 86 76 40

венцов по длине образующих и взаимное расположение зубьев различных венцов у I и II шарошек долота 2К-214СГ, что вызы­вает неравномерное распределение нагрузки между роликовыми подшипниками и их разную долговечность. Это же отмечалось выше по результатам промысловых наблюдений за износом рас­сматриваемых долот.

Таблица 16

Сочетание зубьев различных вендов, взаимодействующих с забоем	Углубление периферийного зубца, мм	Замковый подшипник	Большой роликовый подшипник	Малый роликовый подшипник
осевая нагрузка, кГ	эквивалентная осевая нагрузка, кГ	радиальная нагрузка, кГ	эквивалентная радиальная нагрузка, кГ	радиальная нагрузка, кГ	эквивалентная радиальная нагрузка, кГ
Третий…………………………………….		2070		6000		480 ■
Второй — третий………………………		2740		5510		100
Второй …………………………………..	<1	4160	3020	3800	5400	310	730
Первый — третий. . . … .		2740		4260		1170
Третий. …………………………………..		0		3100		2040
Второй — третий. . . . . . .		650		3000		2500
Второй…………………………………….	7—8	4160	2680	3800	3260	310	2180
Первый — третий…….		1150		2750		2650

В табл. 16 для сравнения приведены усилия, действующие на подшипники II шарошки долота 2К-214СГ, для случая, когда Si незначительное, и для случая, когда периферийные зубья погру­з

жаются в породу на — своей высоты.

4

Данные табл. 16 наглядно демонстрируют влияние величины погружения зубьев на распределение нагрузки между подшипни­ками и, следовательно, на долговечность опоры в целом. Увеличе­ние погружения зубьев благоприятно сказывается на снижении осе­вой нагрузки, действующей на замковый подшипник (при погру­жении в породу торец периферийного зубца в какой-то степени разгружает замковый подшипник от указанного. усилия), и более равномерном распределении нагрузки между двумя периферийны­ми подшипниками.

Уменьшение осевой нагрузки, действующей на замковые под­шипники шарошек, при увеличении погружения зубьев в породу подтверждается и данными промысловых наблюдений за износом опор. На рис. 37 приведены графики зависимостей

= ab% 6Ш = + bfr и 6ц = аф^ , (109)

От

(соответственно кривые 1, 2 и 3), полученных по данным износа замковых подшипников 19 долот 2К-214СГ, отработанных в поро­дах верхнего и нижнего мела площади Восточная (трест Ставро — польбурнефть) при G=18 тс, п = 90 об/мин и Q = 61 л/сек (а = = 1,73; 6 = 1,88, = 27,3; = 7,75; а2 = 26,3; 62=4,35). Износ бего­

вой дорожки ‘цапф в средней части и износ шариков определялся путем замера их штангенциркулем с точностью до 0,05 мм.

5ц Рис. 37. Графики изменения ——, бш и 6Ц в зависимости ош ОТ Si. <W ■ * I — зависимость »f(s 1); 2— зависимость вш—fi(si); 3 — зави- бщ

СИМОСТЬ вц =f2(S|).

Уменьшение осевой нагрузки на замковые подшипники шаро­шек сопровождается увеличением радиальной нагрузки. В связи с этим должен уменьшаться износ беговых дорожек цапф в осевом направлении, т. е. износ буртов со стороны больших роликовых подшипников, и увеличиваться износ беговых дорожек в радиаль­ном направлении; износ тел качения при этом может сохраниться на прежнем уровне или несколько повыситься. Характер зависи­мостей на рис. 37 полностью подтверждает сказанное.

Аналитическое решение задачи определения усилий в подшип­никах шарошки долота для всех многообразных условий нагру­жения очень сложно, и выполнить его можно только с какой-то степенью приближения. Поэтому весьма заманчиво определить фактические усилия в указанных подшипниках экспериментально. Установка, созданная на кафедре бурения Грозненского нефтяного института, состоит из. гидравлического пресса, измерительной ла­пы, сменого забоя, осциллографа типа Н-102, тензометрического усилителя и блока питания. Нагрузка на лапу, создаваемая прес-

сом, регистрируется датчиком давления, оттарированным на на­грузку с помощью динамометра. ‘

Лапа (рис. 38) представляет собой замерное устройство, со­стоящее из разборного корпуса 1 и 2, измерительной цапфы 7 и

1] W 3 в Рис. 38. Лапа шарошечного долота.

балочки 3 с шариком 4 для замера осевых усилий. За счет пазов в верхней части лапы можно менять вылет вершины шарошки 12 относительно оси долота, а установкой прокладок — изменять угол наклона цапфы. Свободное перемещение цапфы в лапе вдоль оси по направляющим качения 6 позволяет измерять осевое уси­лие с помощью тензометра 5, наклеенного на балочку 3. На цапфу насаживаются кольца 9, 13 yl 14 с внутренними беговыми дорож­ками для роликов и шариков. Снизу в цапфе сделаны пазы под каждым кольцом так, что части колец, находящиеся против пазов, образуют измерительные элементы вместе с приклеенными к их поверхности рабочими тензодатчиками 8, 10 и 11. Отводы от дат­чиков через отверстия диаметром 3 мм в цапфе 7 выходят наружу к усилителю. Шарошка опирается зубьями на забой, который мо­жет быть изготовлен из любого материала, в том числе и из гор­ной породы.

Установка позволяет проводить исследование в статическом со­стоянии влияния целого ряда факторов на распределение нагрузки

между подшипниками опоры шарошки, а именно: расположения

зубьев на поверхности шарошки; посадочных зазоров; угла на­клона цапфы к оси долота; конусности шарошек и т. д.

В табл. 17 приведены результаты первых замеров усилий на подшипники I шарошки долота 2К-214СГ для случаев, когда ша-

Таблица 17 Нагрузка на подшипник, *кГ Случай взаимодействия зубьев с забоем малый ролико­ вый замковый шариковый большой роликовый радиаль­ ная осевая Все четыре венца……………………………………. 1240 830 160 120 Третий и четвертый………………………………… 1800 270 140 45

рошка опирается на свинцовый забой зубьями всех четырех вен­цов и зубьями третьего — четвертого венцов. Общая нагрузка на лапу составляла 2,4 тс. Результаты подтверждают выводы о неравномерном распределении нагрузки между подшипниками опо­ры долота и влиянии на это распределение характера взаимного расположения зубьев на шарошках. Наиболее нагруженным яв­ляется большой роликовый подшипник, и с повышением нагрузки на шарошку, т. е. с увеличением углубления зубьев, распределение нагрузки между подшипниками улучшается. .

Тензометрирование усилий в подшипниках опоры долота в статических, а затем и динамических условиях позволит выявить влияние различных факторов на распределение усилий в подшип­никах, уточнить аналитические методы расчета и создать научно обоснованные методы проектирования сбалансированных между собой вооружения и опор шарошечных долот.

Выше рассмотрены конструкции опор с подшипниками качения, которые применяются в большинстве типоразмеров долот. Опоры, в схеме которых имеются подшипники скольжения, в отечествен­ной практике находят применение только в долотах диаметром менее 214 мм. В зарубежной практике применяют подшипники скольжения с твердосплавной наплавкой в опорах долот и боль­шего диаметра, причем долговечность таких опор довольно высо­кая. Исследования [83] показали, что долота малого диаметра, в опоре которых имеются подшипники скольжения, при скоростях вращения более 100 об/мин не могут работать при высоких на­грузках вследствие заклинивания шарошек в результате явлений схватывания этих подшипников. Однако это не отвергает полно­стью возможности применения подшипников скольжения в опорах долот, предназначенных для работы в определенных условиях, так как эти подшипники обладают рядом преимуществ: позволяют применять цапфы большего диаметра, в их конструкциях отсутст­вуют ролики, способные разворачиваться, и др.

Исследования [58] показали, что вид износа (схватывание

I рода, окислительный износ или схватывание II рода) определя­ется скоростью скольжения. Границы скоростей, при которых преобладает тот или иной вид износа для подшипников скольже­ния долота, работающего в промывочной жидкости, пока не уста­новлены. Можно полагать, что если при малых оборотах долота возможны явления схватывания I рода, то при высоких скоростях скольжения (турбинное бурение) может произойти схватывание

II рода (тепловой износ).

Явления схватывания I рода можно отдалить и даже устранить путем улучшения механических свойств трущихся поверхностей (повышение предела текучести, твердости) в результате подбора материала, термической обработки, механического упрочнения по­верхностей. У каждого материала существует своя определенная оптимальная шероховатость, при которой процесс схватывания развивается медленнее [58]. •

Тепловое изнашивание (схватывание II рода) также может быть устранено или отдалено при применении теплоустойчивых материа­лов, в том числе и твердых сплавов, а также путем подбора со­ответствующих смазочных веществ для опоры и смазывающих до — баврк к промывочным жидкостям.

Испытанные опытные долота IH1I6IMCF и 1Н-190Т с двумя подшипниками скольжения в шарошках [6] и долота 2-212К с концевым твердосплавным подшипником скольжения [9] показа­ли значительно большую стойкость по сравнению с долотами без подшипников скольжения. ,

Наступление схватывания I и II родов ускоряется с повыше­нием вибрации долота, а потому долговечность подшипников скольжения будет зависеть от характера расположения зубьев на поверхности шарошек.

Отлична от остальных конструкций опора одношарошечных долот, выполняемая по схеме СШСШС. Угол наклона цапфы к оси долота (75К-214С1) равен 30°, т. е. значительно меньше, чем у трехшарошечных долот; он позволяет разместить три подшипни­ка скольжения, имеющих значительный диаметр и длину. Осевая составляющая нагрузки воспринимается замковым и упорным ша­риковыми подшипниками. Такая конструкция опоры делает ее более долговечной, чем у трехшарошечных долот. Значительно меньшее передаточное отношение от долота к шарошке по срав­нению с трехшарошечными долотами позволяет работать и при высоких скоростях вращения долота без заедания опоры.

Таким образом, для каждого типа долота должна быть выбра­на своя оптимальная схема опоры. Вооружение шарошек должно проектироваться так, чтобы все подшипники загружались более равномерно в соответствии с их коэффициентом работоспособно­сти, т. е. вооружение и опора должны быть, взаимно сбалансиро­ваны.

Комментарии запрещены.