CC BY
19
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ИНЕРЦИАЛЬНЫЕ И ЖЕСТКОСТНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДИНАМИЧЕСКИХ СИСТЕМ ВРАЩАТЕЛЬНО-ПОДАЮЩЕГО
МЕХАНИЗМА БУРОВОГО СТАНКА Истамов М.Ф.1, Каюмов У.Э.2, Муминов Р.О.3, Мусурманов Э.Ш.4 Email: [email protected]
1 Истамов Мухаммад Фарход угли - магистрант; 2Каюмов Умиджон Эркинович - магистрант;
Муминов Рашид Олимович - кандидат технических наук, доцент;
Мусурманов Элер Ширинкулович - старший преподаватель, кафедра горной электромеханики, Навоийский государственный горный институт, г. Навои, Республика Узбекистан
Аннотация: в работе определяются массы и моменты инерции элементов динамических систем вращательно-подающего механизма бурового станка исходя из их конструктивных линейных размеров. Анализ результатов расчетов инерциальных и жесткостных параметров механизма вращения свидетельствует, что момент инерции маховых масс, приведенный к оси бурового става, зависит от глубины бурения скважины, а суммарная крутильная жесткость механизма вращения практически не зависит от числа штанг в буровом ставе и положения гидропатрона, относительно шестигранного шпинделя. Итогом работы является ряд оптимальной стабилизации инерциальных и жесткостных параметров механизма.
Ключевые слова: масса, момент инерции, динамика, вращательно-подающий механизм, буровой станок.
INERTIAL AND HARDNESS PARAMETERS OF DYNAMIC SYSTEMS OF A ROTATIVE-GIVING MECHANISM OF A DRILLING MACHINE Istamov M.F.1, Kayumov U-Е.2, Muminov R-О.3, Musurmanov E.Sh.4
1Istamov Mukhammad Farkhod o 'g 'li - Master Student; 2Kayumov Umidzhon Erkinovich - Master Student;
3Muminov Rashid Olimovich - Candidate of Technical Sciences, Associate Professor; 4Musurmanov Elyor Shirinkulovich - Senior Lecturer, DEPARTMENT OF MINING ELECTROMECHANICS, NAVOI STATE MINING INSTITUTE, NAVOI, REPUBLIC OF UZBEKISTAN
Abstract: the paper defines the masses and moments of inertia of the elements of dynamic systems of the rotary-feed mechanism of the drilling machine based on their structural linear dimensions. Analysis of the results of calculations of inertial and stiffness parameters of the rotation mechanism indicates that the moment of inertia of the centrifugal masses is reduced to the axis of the drilling rig depends on the depth of drilling, and the total torsional stiffness of the rotation mechanism is practically independent of the number of rods in the drilling rig and the position of the hydraulic The result of the work is a number of optimal stabilization of inertial and stiffness parameters of the mechanism. Keywords: mass, moment of inertia, dynamics, rotational - feed mechanism, drilling rig.
УДК 622.24.05
=И ^ "0.025 \(п - , кг м2 (1.1)
Массы и моменты инерции элементов динамических систем (инерциальные, параметры) вращательно - подающего механизма бурового станка определяются исходя из их конструктивных линейных размеров.
Момент инерции - Jст бурового става определяется по известной формуле:
'й.™. -0.025 2
где: dшт - наружный диаметр бурового става (штанги), м;
р - плотность материала (стали) буровой штанги, р = 7,8Ы03 кг/м3; Sст - площадь сечения бурового става, м2; L - длина одной штанги бурового става, м; п - число штанг в буровом ставе, ед.
Момент инерции - Ji 1 - того элемента трансмиссии вращателя бурового станка определяется по известной зависимости:
й2 / \ • = К - йН ), кг м2 (1.2)
16 • г
трг
где dвi, dвнi - внешний и внутренний диаметр 1 - того элемента трансмиссии вращателя, соответственно, м;
1 - длина (высота) 1 - того элемента трансмиссии вращателя, м;
^трг - передаточное отношение 1 - того элемента трансмиссии вращателя к буровому ставу.
Приведенный к буровому ставу момент инерции трансмиссии вращателя - Jтр включая вращающиеся части гидропатрона, шестигранный шпиндель, одну штангу и забурник с долотом равен:
к
• тр = \ •I , кг м2 (1.3) г =1
где k - число элементов трансмиссии вращателя (включая п штанг бурового става), ед, { = 1, 2, 3,..., k
Приведенный к буровому ставу суммарный динамический момент - J инерции вращателя и става определится как сумма выражений (1.1) и (1.3) и составляет:
• = £• й- -0.025]2 (п - 1)8стЬ кг м2 (1.4)
г=1 V 2 )
Масса бурового става составляет величину:
тст = (п -1)Р- 8СтЬ , КГ (15)
В соответствии с рекомендациями, Ю.А. Нанкина приведенными в работе [2], подвижная масса патрона - mп с учетом масс траверсы, штоков гидроцилиндров подачи, одной штанги, забурника с долотом и вертлюга принимается равной:
тп = 3Р • ^стЬ , кг , (1.6)
Суммарная подвижная масса - ш динамической системы подачи бурового става на забой определится как сумма выражений (1.5) и (1.6) и составляет:
т = (2 + п)р• 8стЬ , кг, (1.7)
Для бурового станка 3 СБШ - 200 - 60 Sст = 0,0273 м2; L = 8 м; р = 7,81-103 кг/м3 при бурении на глубину 12 метров суммарная подвижная масса - ш динамической системы подачи бурового става на забой ш (п = 2) = 5, 117- 103 кг, а при бурении на глубину 17^22 метра составит ш (п = 3) = 6,822-Ш3 кг
Жесткостные параметры систем вращательно - подающего механизма бурового станка определяются исходя из их конструктивных линейных размеров.
Суммарная крутильная жесткость системы вращения бурового става - К
£
определяется из уравнения податливостей ее элементов:
к
откуда
± = £ (1.8)
К £ 1=1 К,
к = 1 , Нм/рад (1.9)
£ к у
1=1 К,
где к - число элементов трансмиссии вращателя (включая п штанг бурового става),
ед.
К1 - крутильная жесткость 1 - того элемента трансмиссии вращателя (включая п штанг бурового става), ед, 1 = 1, 2, 3,..., к
Податливость 1 - того элемента трансмиссии вращателя определялась по известной формуле:
1 32
/л 4 ,, рад/Нм (1.10)
где в - модуль сдвига материала (стали) 1 - того элемента трансмиссии вращателя, Н/м2 , в = 8.1 • 105 Н/м2 ;
Величины инерциальных и жесткостных параметров 1 - тых элементов трансмиссии вращателя, расчеты по формулам (1.4), (1.9) и (1.10) приведены в таблице 1.1
Анализ результатов расчетов инерциальных и жесткостных параметров механизма вращения (приведенных в таблицах 1.1 и 1.2) свидетельствует, что, момент инерции маховых масс приведенный к оси бурового става зависит от глубины бурения скважины (число штанг в скважине), а суммарная крутильная жесткость механизма вращения практически не зависит от числа штанг в буровом ставе и положения гидропатрона, относительно шестигранного шпинделя.
Наименование i -того элемента трансмиссии вращателя Момент инерции, приведенный к оси бурового става, кг м2 Податливость, рад/Нм Жесткость, Нм/рад
1 2 3 4
Полумуфта зубчатая 0,700 9,980-10-10 1,000 109
Стакан ГМТ.016 1,253 2,16410-8 4,600 107
Шестерня ГМТ.017 0,500 - -
Вал 009 с двумя подшипниками 0,014 8,670 10-7 1,150106
Шестерня 005 0,107 - -
Шестерня паразитная 2,354 - -
Шестерня шпиндельная 4,570 1,330 10-8 7,500 107
Шестерня эл./дв. 0,013 - -
Шестерня 003 2,740 - -
Шестигранный шпиндель 4,443 Положение гидропатрона
нижнее верхнее нижнее верхнее
6,050 10-8 1,830 10-7 1,653 107 5,447-106
Штанга буровая 3,786 1,700 10-6 0,586 106
Забурник 0,275 - -
Таблица 1.2. Результаты расчетов к оси бурового става момента инерции и его жесткости в зависимости от глубины бурения скважины
Глубина бурения/ число штанг, м/ед. Момент инерции, приведенный к оси бурового става, кг м2 Жесткость, -108 Нм/рад
Положение гидропатрона
нижнее верхнее
12/2 24,568 9,946 9,946
17-22/3 28,354 9,946 9,946
Анализ результатов расчетов инерциальных и жесткостных параметров механизма вращения (приведенных в таблицах 1.1 и 1.2) свидетельствует, что, момент инерции маховых масс приведенный к оси бурового става зависит от глубины бурения скважины (число штанг в скважине), а суммарная крутильная жесткость механизма вращения практически не зависит от числа штанг в буровом ставе и положения гидропатрона, относительно шестигранного шпинделя.
Суммарная осевая жесткость системы подачи бурового става - С в режиме «бурение» (см. рис. 3.4) определяется из уравнения податливостей ее элементов:
I = -1 + -^, (1.11)
С С С
з ст
где 1/Сз - податливость (Сз - жесткость) гидросистемы механизма подачи заводской конструкции, м/Н;
откуда суммарная осевая жесткость системы подачи составит:
С
С =-ст-, н/м (1.12)
2 1 + с / С
1 + Сст ' Сз
где Сст - осевая жесткость бурового става, Н/м, определяемая по формуле:
С =■
пЬ
Е, Н/м (1.13)
где Е = 2 1011 модуль упругости материала (стали) бурового става, Н/м2; Ь - длина одной штанги бурового става, м; п - число штанг в буровом ставе, ед;
8ст - площадь сечения бурового става, м2, определяемая по формуле:
^ст = 6.25■\0~ъп{2йит -0,025)
2
м
(1.14)
Здесь - наружный диаметр бурового става (штанги), м.
Податливость гидросистемы механизма подачи заводской конструкции определяется только податливостью поршневой и штоковой полостей.
То есть податливость - 1/Сз (Сз - жесткость) гидросистемы механизма подачи заводской конструкции (рисунок 3.5) составит:
Рис. 1.1. Принципиальная гидравлическая схема заводской системы подачи вращательно подающего механизма бурового станка в режиме «бурение»
с
S,„ ■ Е
■ + ■
h h — h V hn hmax hn У
, м/Н
(1.15)
0 < h_ < h_
где Sn, Sjn - площадь поршневой и штоковой полостей гидроцилиндра подачи,
соответственно, м , определяемых по формулам:
S п =f d 2, м2;
Sm -
2 — d Ш)
(1.16)
(1.17)
^п' ^ш - диаметр поршня и штока гидроцилиндра системы подачи соответственно, м, для бурового станка 3СБШ-200-60 dп = 0,15 м, dш = 0,106 м, [3]; а^ - коэффициент мультипликации гидроцилиндра подачи бурового станка,
равный: а = 8п / 8ш , для бурового станка 3 СБШ-200-60 а^= 1,996 [2];
Еж - модуль упругости рабочей жидкости (минерального масла), Па, Еж = 1.7 109 Па [1];
Ьшах, Ьп - максимальное и текущее значение осевого перемещения поршня гидроцилиндра подачи, соответственно, м;
Суммарная осевая жесткость системы подачи бурового става с учетом уравнений (1.13) и (1.15) для заводской системы подачи долота на забой определяется, нижеследующей зависимостью:
С
С* (Л ) =
nL + Scm
E S,„ ■ Е
а„
ж V hn
+
1 h~— h
л—1
Н/м
(1.18)
n
0 < h < h
Анализ уравнения (1.18) свидетельствует, что первый член суммы знаменателя -пЬ/Е представляет собой величину одиннадцатого порядка малости. С учетом этого уравнение принимает вид обратный величине уравнения (1.15):
(hn) - S^ ■ Еж
0 < h < h
а.
+
1
л
h„ — h
n у
Н/м
(1.19)
Таким образом, суммарная осевая жесткость системы подачи бурового става определяется только жесткостью поршневой и штоковой полостей ее гидросистемы. При этом объем жидкости в трубопроводах и насосах подачи незначителен по сравнению с объемом полостей гидроцилиндров и присоединенных к ним аккумуляторов и естественно им можно, пренебречь.
Список литературы /References
1. Кутузов Б.Н., Шмидт Р.Г. Шарошечное бурение скважин на карьерах и пути повышения его эффективности. М. Недра, 1966. 122 с.
1
1
2
м
<
<
2. Справочник механика открытых работ. Эксквационно-транспортные машины цикличного действия. Под ред. Щадова М.И. и Подэрни Р.Ю. М.: «Недра», 1989. 374 с.
3. Подэрни Р.Ю. Горные машины и комплексы для открытых работ: в 2 т. 4-е издание. Изд-во МГГУ, 1999 и 2001.
4. Подэрни Р.Ю. Механическое оборудование карьеров: Учебник для вузов. 6-е изд., перераб. и доп. М.: Издательство Московского государственного горного университета, 2007. 680 с.: ил. (ГОРНОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ) ISBN 978-57418-0467-4 (в пер.).
