Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса, цель и задачи исследования 8
1.1 Современное состояние и перспективы развития конструкцийкарьерных буровых станков 8
1.2 Современное состояние и перспективы развития силовогооборудования карьерных буровых станков 26
1.3 Цель, задачи и алгоритм исследования 33
Выводы 36
2. Закономерности формирования сил сопротивления на долоте при шарошечном способе бурения горных пород 38
2.1 Кинематические особенности процесса бурения горных пород шарошечными долотами 38
2.2 Исследование параметров нагружения основных механизмов бурового станка при обуривании уступа 42
2.3 Влияние технологических, кинематических и силовых параметровбурового станка на его техническую производительность 56
Выводы 63
3. Исследование динамических процессов в гидрообъемной системе подачи вращательно-подающего механизма бурового станка 65
3.1 Динамические особенности гидрообъемной системы подачивращательно-подающего механизма бурового станка 65
3.2 Математическая модель (уравнения движения) динамических системвращательно - подающего механизма бурового станка 69
3.3 Инерциальные, жесткостные и демпфирующие параметры динамических систем вращательно - подающего механизма бурового станка 76
3.4 Исследование влияния динамических процессов в гидрообъемной системе подачи вращательно-подающего механизма бурового станка на его производительность 91
Выводы 99
Заключение 101
Список использованных источников информации 105
Приложение 114
- Современное состояние и перспективы развития силовогооборудования карьерных буровых станков
- Исследование параметров нагружения основных механизмов бурового станка при обуривании уступа
- Инерциальные, жесткостные и демпфирующие параметры динамических систем вращательно - подающего механизма бурового станка
- Исследование влияния динамических процессов в гидрообъемной системе подачи вращательно-подающего механизма бурового станка на его производительность
Введение к работе
Актуальность работы. В настоящее время на разрезах и карьерах РФ подготовка горных пород к выемке осуществляется буровзрывным способом. При этом до 70 – 80% объемов бурения выполняется шарошечными станками. Затраты на буровые работы составляют до 30% всех затрат, приходящихся на одну тонну полезного ископаемого.
При бурении взрывных скважин в сложноструктурных горных массивах одним из основных недостатков, присущих шарошечному способу бурения, остается повышенная вибрация бурового става, что вынуждает машинистов эксплуатировать станки на режимах, заниженных по сравнению с паспортными.
Одним из основных резервов повышения эффективности работы буровых шарошечных станков является интенсификация режимов бурения, чему значительно препятствуют вибрация и динамические нагрузки, возникающие в процессе бурения. Известны различные устройства для снижения динамических нагрузок в элементах буровых станков (как в шпиндельной, так и патронной схемах): система автоматического управления режимами бурения по уровню нагрузки, над долотные и над штанговые амортизаторы, стабилизаторы бурового става. Применение этих устройств снижает вибрации в элементах бурового станка. Однако они не нашли широкого применения из-за низкой эффективности и надежности.
Создание карьерных буровых станков нового технического уровня, превосходящих существующие отечественные и зарубежные модели, может быть достигнуто за счет создания карьерных буровых станков с инновационным вращательно-подающим механизмом, обеспечивающим статические, динамические и предохранительные свойства.
Поэтому разработка комплекса научно-технических мероприятий для обоснования и выбора динамических параметров вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка, в зависимости от изменения в процессе бурения длины и, соответственно, жесткости и момента инерции бурового става, является актуальной научной задачей.
Целью работы является установление закономерностей формирования динамических параметров вращательно-подающего механизма бурового станка от изменения в процессе бурения длины и, соответственно, жесткости и момента инерции бурового става.
Идея работы заключается в минимизации динамических нагрузок в трансмиссии вращательно-подающего механизма за счет установки в каждой поршневой и штоковой полости гидроцилиндров подачи бурового става пневмогидравлических аккумуляторов.
Основные научные положения, выносимые на защиту:
инерциальные, жесткостные и демпфирующие динамические параметры (Jст, К, С, ,, п ) вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка должны определятся с учетом изменения (увеличения) подвижной массы системы вращения бурового става при увеличении глубины бурения (числа штанг);
минимальный уровень динамического нагружения систем вращательно-подающего механизма бурового станка (kдп(/с=1,0) – min) может быть достигнут путем оснащения полостей гидроцилиндров подачи пневмогидравлическими аккумуляторами с максимально возможной осевой податливостью (1/С(р0) – max) при зарядном давлении равном избыточному давлению бортового компрессора станка (р0=рп);
многопараметрическая математическая модель определения уровня удельной скорости внедрения долота в породу, отличающаяся не только учетом влияния физико-механических свойств буримой породы (, k1, ), конструктивных параметров долота (z, 1, kp), кинематических (Vб, D, 1), силовых (Рос, М, Kc, n, k, m) параметров, но и учетом динамических (Jст, К, С, ,, п) параметров вращательно-подающего механизма, а также технологических (Н, hп, ,) параметров эксплуатации бурового станка.
Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций. Научные положения, выводы и рекомендации обоснованы достаточным объемом аналитических исследований, базирующихся на апробированных положениях теоретической механики и математического моделирования, достоверностью принятых допущений и проверкой корректности аналитических моделей моделированием на ЭВМ. Относительная ошибка результатов математического моделирования составила в резонансной зоне по амплитуде 10%, по частоте 0,75%.
Научное значение работы заключается в установлении закономерностей:
изменения суммарной осевой податливости (1/Си (p0, hп)) системы подачи вращательно-подающего механизма бурового станка в зависимости от осевого перемещения поршня гидроцилиндра (hп) для различных зарядных давлений (p0) пневмогидравлического аккумулятора;
изменения коэффициента динамичности системы подачи бурового става (kдп(/с)) вращательно-подающего механизма бурового станка в зависимости от отношения вынужденной и собственной частот (/с);
изменения удельной скорости ((kдп,L)) внедрения долота в породу в зависимости от коэффициента динамичности (kдп) системы подачи и длины бурового става (числа штанг в скважине ) вращательно-подающего механизма бурового станка.
Научная новизна и личный вклад автора состоит:
в установлении кинематических особенностей рабочего процесса вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка;
в разработке математического аналога суммарной податливости гидрообъемной системы подачи бурового станка как с пневмогидравлическими аккумуляторами в полостях гидроцилиндров, так и без них;
в моделировании удельной скорости – Vб внедрения долота в породу с учетом динамичности процесса бурения (kдврi , kдпi) в зависимости от прочности буримой породы.
Практическое значение исследования состоит в разработке методики и программного обеспечения для моделирования статических и динамических характеристик вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка.
Реализация выводов и рекомендаций работы. В плановых научно-технических разработках 2012-14 гг. ООО «ГИДРОГОРМАШ», на контрактной основе с Навоийским ГМК, приняты следующие результаты работы:
технические требования на модернизацию вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка 3СБШ-200-60;
инженерная методика расчета и выбора рациональных статических и динамических параметров вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка с характеристиками, аналогичными характеристикам объемного гидропривода;
программное обеспечение для моделирования статических и динамических характеристик вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка в режиме номинального нагружения и в режиме стопорения рабочего органа.
Апробация работы. Основные положения и результаты работы доложены и обсуждены в рамках 7-й Международной научной школы молодых ученых и специалистов «Проблемы освоения недр в ХХI веке глазами молодых» в 2010 г. (г. Москва, ИПКОН РАН); на Международной научно-технической конференции «Современная техника и технология горно-металлургической отрасли и пути их развития» – 2010 г. (Республика Узбекистан, Навои, НГМК); на Международных научных симпозиумах «Неделя горняка» в 2008 – 2011 гг. (г. Москва, МГГУ); на семинарах кафедры Горные машины и оборудование в 2008 – 2011 гг. (г. Москва, МГГУ).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 5 работ, 2 из них в изданиях, входящих в перечень ВАК Минобрнауки Р.Ф.
Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, трех глав, заключения, приложения и списка использованных источников из 98 наименований, включает 41 рисунок и 14 таблиц.
Автор выражает благодарность всем сотрудникам кафедры «Горные машины и оборудование» МГГУ за поддержку и участие, особенно доценту Хромому М.Р. за методическую помощь при работе над диссертацией.
Современное состояние и перспективы развития силовогооборудования карьерных буровых станков
Сегодня парк буровых станков работающих в промышленности по добыче и переработке минерального сырья России насчитывает более 1000 единиц, 75% этого парка составляют станки вращательного бурения шарошечным долотом. В основном трех типоразмеров: СБШ - 200, СБШ - 250 и СБШ - 320 [6].
Современный парк буровых станков России практически морально и физически устарел. Средняя производительность станка по горной массе не превышает 1,5-2 млн. м3 в год. Силовые установки этих станков, как правило, постоянного тока (см. рис. 1.3).
Анализ состояния современной зарубежной буровой техники показывает, что дальнейшее увеличение производительности бурового оборудования может быть достигнуто на основе полной гидрофикации всех его основных и вспомогательных приводов. Так, например, полностью гидрофицированный станок Д25К8 корпорации «ДРИЛТЕХ», США с диаметром бурения 200 мм в породах прочностью до 160 МПа имеет производительность до 4 млн. м в год (рис. 1.8).
В последнее время промышленность РФ и СНГ приступила к выпуску станков вращательного бурения с гидрообъемными силовыми установками (рисунки 1.2 и 1.9). Подвижные вращатели этих станков по прежнему подвержены вертикальным и крутильным колебаниям генерируемых трех шарошечным долотом. В их мачтах присутствуют высоконапорные рукава с достаточно низким ресурсом из-за воздействия изгибных деформаций и температуры окружающей среды.
Однако, известны конструкции буровых станков, например, конструкция бурового станка фирмы «ДЖОЙ» США (рис. 1.10), где вращение буровому ставу передается от силовой установки расположенной в машинном отделении, посредством вертикального вала не круглого сечения, вдоль которого по направляющим мачты перемещается подвижный вращатель.
Такая конструкция вращательно-подающего механизма позволяет устранить конструктивные недостатки вращательно - подающего механизма шпиндельного типа и частично разгрузить мачту от реактивного крутящего момента вращателя.
В свою очередь, недостатком рассмотренной конструкции станка RR-11 является невозможность осуществления бурения наклонных скважин, а также существенная нагрузка на мачту от реактивного крутящего момента подвижного вращателя при забуривании и при развенчивании стыков става [4].
Повышение эффективности и надежности современного карьерного бурового оборудования тесно связано с уровнем его энерговооруженности. Достижения достаточного уровня энерговооруженности может быть осуществлено в первую очередь на основе совершенствования силовой установки бурового станка, а в ряде случаев и путем создания принципиально новых силовых установок.
Тип силовой установки и ее особенности определяются назначением и условиями эксплуатации бурового станка. Силовая установка бурового станка должна рассматриваться не только как источник механической энергии, обеспечивающая необходимые силовые и скоростные параметры долота, но и должна обеспечивать минимальные габариты и массу, высокий пусковой момент и КПД. Надежную защиту от перегрузок, возможность автоматического управления, удобство технического обслуживания и ремонта, а также безопасность и комфортность условий работы оператора - машиниста.
На основе выполненного анализа конструкций буровых станков в Московском государственном горном университете на кафедре Горные машины и оборудование нами разработана принципиальная схема механизмов бурового станка с гидромеханической силовой установкой, расположенной в его машинном отделении.
Сегодня ОАО «УГМК-РУДГОРМАШ» (г. Воронеж) серийно выпускает станки шарошечного бурения с электрической постоянного тока (СБШ-250МНА) и с гидрообъемной (СБШ-160/200) силовыми установками. Недостатком электрических и гидросиловых установок воронежского завода «УГМК-РУДГОРМАШ» является наличие электрических и гидравлических коммуникаций вращательно-подающего механизма, расположенных в мачте, которые в режиме бурения подвержены значительным изгибным нагрузкам. Расположение вращательно-подающего механизма внутри мачты создает определенные трудности при его техническом обслуживании и ремонте.
Фирма «Atlas Сорсо», выпускает семейство гусеничных полностью гидрофицированных станков, снабжаемых силовой установкой (рис. 1.11), монтируемой на подрессоренной раме с одним первичным двигателем потребной мощности (дизельным или высоковольтным электрическим), обеспечивающим привод с выходного вала одной стороны винтового одноступенчатого или двухступенчатого компрессора, насосной станции с другой.
Последняя, имеет не менее двух главных аксиально-поршневых регулируемых насосов равной производительности и 2-3-х вспомогательных сдвоенных лопастных насоса, и подает гидроэнергию ко всем потребителям станка, многие из которых работают в раздельном режиме. Такая схема позволяет существенно снизить установленную мощность первичного двигателя и рационально распределять энергию между внутренними гидравлическими потребителями станка, работающими в раздельном режиме. Вращатели всех моделей станков приводятся от регулируемых аксиально-поршневых моторов в количестве от 1 до четырех, устанавливаемых на коробках их редукторов (рис. 1.12).
Системы подачи -— цепные от гидромоторов или комбинированные, сочетающие силовые гидроцилиндры с цепными или канатными полиспастами.
Комбинированная система подачи, применяемая на станках DM-M2 (рис. 1.13), имеет шток 4, закрепленный на верхней и нижней панелях мачты. Рубашка гидроцилиндра 3 с верхними 1 и нижними 2 блоками, через которые проходят прикрепленные к якорям 8 канаты ветвей подъема 7 и опускания 8 редуктора вращателя 5, перемещается вверх и вниз относительно неподвижного поршня расположенного на середине штока. В результате образуется двукратный полиспаст, позволяющий перемещать вращатель на всю длину мачты при ходе рубашки гидроцилиндра равном половине ее высоты.
Все буровые станки фирмы имеют статически определимую систему присоединения гусеничных тележек к раме станка (рис. 1.14), позволяющую им лучше приспосабливаться к неровностям почвы и снижать особенно опасные динамические нагрузки, действующие на мачту в ее транспортном положении.
Привод ведущих звездочек гусеничных тележек осуществляется от регулируемых аксиально-поршневых гидромоторов через встроенные планетарные редукторы (рис. 1.15).
На угольных разрезах Кузбасса и Южной Якутии более 15 лет успешно работали около 25 станков моделей 60/61R с диаметром бурения 311 мм, обеспечивая до 100 тыс. п. м скважин в год на списочный станок (1989 г). Приводы всех механизмов станков данной фирмы, за исключением хода, где применен гидравлический привод, от электродвигателей постоянного тока с тиристорным управлением.
Следует отметить появление оригинальной модели станка фирмы 39HR (рис. 1 17) имеющей мачту с открытой панелью со стороны машинного отделения и можностью ее наклона вперед под углом минус 15» от вертикали для бурения скважины «под себя», что позволяет использовать этот станок для заоткоски уступов назад под углом 30 . Дополнительные штанги находятся в горизонтально асположенной на платформе кассете, которая для наращивания става, поднимается манипулятором на ось бурения.
Исследование параметров нагружения основных механизмов бурового станка при обуривании уступа
Карьерный буровой станок (БС) предназначен для бурения вертикальных и наклонных скважин диаметром до 400 мм и глубиной до 40-60 м в породах с пределом прочности от 6 до 20 МПа. В общем случае, конструктивно буровые станки всех известных фирм-изготовителей включают платформу - 1 (рис. 2.3) на которой располагаются: кабина машиниста - 2, машинное отделение - 3 в котором расположены компрессорная установка и электро-гидроборудование.
Платформа - 1 жестко или шарнирно базируется на гусеничном ходовом оборудовании - 4. Только у станков, выпускаемых фирмой «Хаусхерр» (ФРГ), платформа - 1 установлена на гусеничном ходовом оборудовании - 4 посредством опорно-повторного устройства - 5. Сверху на платформе установлена мачта - 6 с возможностью наклона при бурении до 30, а при транспортировании до 90 с помощью, как правило, двуногой стойки - 7 и гидроцилиндров - 8. В мачте расположены вращатель бурового става и механизм его подачи, образующих вращательно-подающий механизм (ВПМ).
Также, в мачте может размещаться магазин со штангами. Платформа - 1, оснащенная аутригерами - 9, образует систему горизонтирования бурового станка.
По типу силовой установки различают станки электрические и дизельные.
Конструкция ВПМ определяет принципиальные различия моделей станков (вне зависимости от их типа), диапазоны изменения частот вращения и скоростей подачи инструмента, величины осевых нагрузок, крутящих моментов, а также длительность вспомогательных операций по приведению бурового става в рабочее положение и его подъема после окончания бурения скважины.
В зависимости от силовой схемы нагружения става привод его вращения может размещаться внизу на платформе или наверху на подвижной каретке.
По характеру нагружения штанги осевым усилием различают следующие схемы. С нижним приложением нагрузки (обычно осуществляемым зажимным патроном или неподвижным ротором) и с верхним, действующим на всю длину штанги.
В настоящее время как на отечественных, так и на зарубежных станках шарошечного бурения применяется три принципиальные схемы ВПМ:
- патронная;
- роторная;
- шпиндельная.
Патронная схема ВПМ (рис. 2.4а) используется только в моделях бурового станка модификаций 2 6 СБШ - 200, изготовители: - Барвенковский машзавод «Красный луч» (Украина) и «БУЗУЛУКТЯЖМАШ» РФ. Вращение рабочего органа осуществляется от электродвигателя - 1, соединенного с помощью фланца с вращателем - 2, в котором перемещается пустотелый шестигранный шпиндель - 3 гидропатрона - 4. Через шпиндель - 3 гидропатрона проходит штанга - 5, которая при бурении зажимается тремя кулачками - 6, стальной траверса - 7, двух гидроцилиндров механизма подачи - 8. При разборке буровой став поднимается лебедкой с трехкратным полиспастом - 9.
Преимущество патронной схемы:
- возможность загружать крутящим моментом, подводимым к долоту, только расположенную между вращателем и долотом нижнюю часть бурового става, что показывает благоприятное влияние на снижение крутильных колебаний става и каркаса мачты (см. рис. 2.4 б);
- возможность не загружать верхнюю часть бурового става, расположенную между вращателем и вертлюгом - 10, осевым усилием, что повышает, жесткость подачи и снижает вибрации станка;
- снижение общей массы мачты и механизма ее опускания в транспортное положение;
- каркас мачты не нагружен кручением, поскольку реактивный момент от кручения не воспринимается направляющими мачты;
- при извлечении става из скважины в случае заклинивания долота, мачта не воспринимает сжимающих нагрузок.
Основным недостатком патронной схемы ВПМ буровых станков является малый ход подачи на забой (1м) и цикличность процесса бурения.
Роторный ВПМ имеют буровые станки моделей RO - 300, DM20 - 8Р, DM25 -8Р, DM35 - 8Р фирмы «Ингерсолл - Ренд» (США), модели буровых станков БАШ -250, БАШ - 320 конструкции института «Гипроникель» (Россия) и модель В400SP фирмы «Дрилтех» (США).
Вращение бурового става (рис. 2.5а) осуществляется ротором вращателя - 1, который передает крутящий момент профильной штанге - 6 бурового става. Последняя, получая вращение, имеет возможность непрерывно двигаться поступательно на всю свою длину посредством механизма подачи - 7.
Преимущества ВПМ роторного типа соответствуют преимуществам ВПМ патронного типа. К недостаткам же этой схемы следует отнести нагруженность бурового става осевым усилием по всей его длине (см. рис.2.56) и невозможность его наращивания.
На устранение последнего недостатка роторной схемы ВПМ направлена схема ВПМ щпиндельного типа Шпиндельная схема является самой распространенной схемой ВПМ ведущих мировых производителей буровых станков. К ним следует отнести буровые станки моделей 35 - К, 39 - К, 45 - К, 47 - К, 49 - К, 60 - К, 61 - К, 65 - К, 67 - К фирмы «Бюсайрус - При» (США). Буровые станки модели П45KS,
D50KS, D60KS, D75KS, D90KS фирмы «Дирилтех» (США); буровые станки модели 70А, 100В, 100ХР, 120А, 250ХР фирмы «Харнишфегер» (США); буровые станки моделей НВМ80, НВМ90, НВМ100, ИВМ210, НВМ230, НВМ250 фирмы «Хаусхерр» (ФРГ). Буровые станки моделей DM - 30, DM - 45, DM - М, DM - Н фирмы «Ингерсолл Ренд» (США); буровые станки моделей GD - 60, GD - 90, GD -100, GD - ПО фирмы «Гарднер - Денвер» (США), буровые станки моделей СБШ -250, СБШ - 250МН, СБШ - 250 - 55, СБШ - 320 и СБШ - 250Д «РУДГОРМАШ» г. Воронеж (Россия).
Кинематическая схема вращательно - подающего механизма бурового станка СБШ - 320 приведена на рисунке 2.6а. Буровой став вращается с помощью электродвигателя - 1 и коробки передач - 2, которая связана с опорным узлом - 4 и штангой - 6 через шинно-шлицевую муфту 3. Усилие подачи создается лебедками -10 и передается на опорный узел - 4 через канат - 14, огибающий последовательно несколько раз приводные барабаны - 9 лебедок - 10. Тяговое усилие в канатах создается за счет их трения о барабаны. Натяжение сбегающих ветвей канатов при бурении создается весом буровой головки, а при подъеме става - натяжным устройством - 11 за счет веса рычагов - 12 и усилия пружин. Подача выполняется одним канатом, концы которого закреплены на правой и левой блочных обоймах опорного узла - 4, огибая последовательно блоки - 5, блоки - 13 натяжных устройств, барабаны - 9 лебедок - 10 и верхние блоки - 15. Канат образует четыре 5 - кратных полиспаста, два из которых расположены ниже головки бурового снаряда, два - выше. Привод лебедки - 10 осуществляется от гидромотора - 7 или от электродвигателя - 8. Гидромотор включают при бурении или извлечении прихваченного в скважине бурового инструмента, электродвигатель - 8 при спускоподъемных операциях.
Вращатели всех буровых станков по принципу действия одинаковы и состоят из гидравлического или электрического двигателя и редуктора, а ряд конструкций имеет выходное зубчатое колесо, которое скользит по шлицевому или профильному валу или его части.
Механизмы подачи бурового става на забой и его подъема из скважины по передаче осевого усилия можно классифицировать следующим образом: - канатные механизмы подачи; - цепные механизмы подачи; - зубчато-реечные механизмы подачи, а по конструкции привода их можно разделить на:
- с приводом вращательного действия (барабанные или звездочные);
- с приводом поступательного действия (с силовыми гидроцилиндрами).
В свою очередь привод подачи вращательного действия может быть электрическим, гидравлическим и комбинированным, а силовые гидроцилиндры могут быть равно полостные с коэффициентом мультипликации - ам равным единице (0 =1,0) и разно полостные с коэффициентом мультипликации -а„ больше единицы ( ам 1,0).
Инерциальные, жесткостные и демпфирующие параметры динамических систем вращательно - подающего механизма бурового станка
Анализ результатов расчетов инерциальных и жесткостных параметров механизма вращения (приведенных в таблицах 3.1 и 3.2) 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.
Анализ результатов расчетов инерциальных и жесткостных параметров механизма вращения (приведенных в таблицах 3.1 и 3.2) 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
Податливость гидросистемы механизма подачи заводской конструкции определяется только податливостью поршневой и штоковой полостей.
То есть податливость - 1/Сз (С - жесткость) гидросистемы механизма подачи заводской конструкции (рисунок 3.5) составит
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.
Податливость - 1/С„ гидросистемы механизма подачи инновационной конструкции (рисунок 3.1) определяется с учетом рабочего процесса пневмогидравлического аккумулятора подключенного к штоковой полости гидроцилиндра подачи.
Принцип работы аккумулятора основан на законах термодинамики, и его рабочее давление определяется соотношением между объемом и давлением газа, заключенного в газовой полости.
Основным уравнением, определяющим, рабочий процесс пневмогидравлического аккумулятора является уравнение газового состояния [95] в его пневматических полостях
Если состояние газа в пневматической полости аккумулятора под действием осевого усилия на долото изменяется медленно (полный теплообмен), то такой процесс называется изотермическим. В этом случае показатель изотермы равен п=\.
Когда сжатие и расширение протекает очень быстро, теплообмен газа с окружающей средой отсутствует. Такой тепловой режим работы пневмогидравлического аккумулятора считается адиабатическим. В этом случае показатель адиабаты равен щ=\,А.
На практике изменение состояния газа происходит в зависимости от скорости изменения осевого усилия на долоте в диапазоне между изотермическим и адиабатическим процессами. Такое изменение состояния газа называется политропным 1,0 щ 1,4.
В настоящем исследовании принят показатель равный nv = 1,4 [95], характеризующий отсутствие теплообмена газа с окружающей средой (самый тяжелый режим теплообмена).
Уравнения (3.23) и (3.33) представляют собой математический аналог суммарной податливости заводской и инновационной гидрообъемной системы подачи вращательно - подающего механизма бурового станка, соответственно.
Результаты моделирования уравнений (3.23) и (3.33) с использованием пакета прикладной программы MathCAD для различных зарядных давлений аккумуляторов приведены на рисунке 3.6.
На основе анализа зависимости (3.26) - суммарной жесткости механизма подачи заводской конструкции можно заключить, что и суммарная жесткость механизма подачи инновационной конструкции (см. рис. 3.1) определяется только жесткостью рабочей жидкости в поршневой и штоковой полости гидросистемы с учетом присоединенных к ним аккумуляторов, и составит
Анализ зависимостей ((3.23) и (3.33) рисунок 3.6 а, 3.6 б) суммарной осевой податливости заводской и инновационной систем подачи долота на забой от осевого перемещения поршня гидроцилиндра - h„ свидетельствует, что:
- осевая податливость гидросисистемы механизма подачи нелинейно изменяется с увеличением перемещения поршня и достигает максимальной величины при его значении равном hn = 0,6 метра. При этом в начале и в конце перемещения поршня осевая податливость гидросисистемы практически равна нулю;
- подключение аккумулятора к штоковой полости гидроцилиндра увеличивает податливость гидросистемы механизма подачи на 20,5 - 21,4%;
- меньшему зарядному давлению в газовых полостях аккумуляторов -р0=0,1 МПа соответствует большая осевая податливость системы подачи - 1/С„ = 6,61 10-9м/Н вращательно - подающего механизма бурового станка (рисунок 3.6 б).
Нелинейная зависимость суммарной податливости заводской и инновационной систем подачи долота на забой от осевого перемещения поршня гидроцилиндра - hn (обобщенной координаты - х динамический модели системы подачи бурового става (см. рис. 3.4)) не позволяет воспользоваться решением (3.7) линейного однородного дифференциального уравнения (3.1). Поэтому воспользуемся интегральным значением величины суммарной жесткости заводской и инновационной систем за один ход гидроцилиндра подачи.
Исследование влияния динамических процессов в гидрообъемной системе подачи вращательно-подающего механизма бурового станка на его производительность
Для установления влияния жесткостных и демпфирующих параметров механических систем вращения и подачи вращательно - подающего механизма бурового станка на спектр их колебаний рассмотрим коэффициент динамичности нагрузки, для каждой системы, который в соответствии с полученными результатами в работах [45, 50, 62, 98] имеет вид
После определения инерциальных, жесткостных и демпфирующих параметров одно массных динамических систем вращения (см. рис. 3.3) и подачи (см. рис. 3.4) бурового става было осуществлено моделирование (пакет прикладной программы MathCAD) коэффициентов динамичности в спектре отношения вынужденных и собственных частот колебаний - со/сос.
Моделирование с использованием пакета прикладной программы MathCAD (амплитудно-частотных характеристик - уравнений (3.7) и (3.8)) обеспечивает относительную ощибку в резонансной зоне по амплитуде не более 10 %, а по частоте не более 0,75%.
Результаты моделирования коэффициентов динамичности - кді {со/сосвр) систем вращения (рис. 3.3) и подачи (рис. 3.4) бурового става в диапазоне отношения вынужденной и собственной частоты - 0 со1сосвр 2,0 приведены на рисунках 3.7 и 3.8 соответственно. Моделирование выполнено при инерциальных (массовых), жесткостных и демпфирующих параметрах приведенных в таблицах 3.1, 3.2, 3.3 и 3.4, рассчитанных в соответствии с методикой, изложенной в параграфе 3.3.
Анализ зависимости коэффициента динамичности системы вращения бурового става (рисунок 3.7) свидетельствует, что увеличение ее коэффициента демпфирования с 9,866-10 до 10,617-10 Нмс/рад и ее динамического момента инерции с 24,568 кг м до 28,354 кг м за счет увеличения глубины бурения (числа штанг) с 12 м до 22 м (с 2-х до 3-х) приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 1,86 до 1,78.
В свою очередь анализ зависимости коэффициента динамичности системы подачи бурового става свидетельствует, что увеличение ее подвижной массы с 5,117- 10 кг до 6,822-10 кг за счет увеличения глубины бурения (числа штанг) с 12 м до 22 м (с 2-х до 3-х), при эксплуатации:
- заводского варианта конструкции системы подачи (рисунок 3.8 а) с коэффициентом демпфирования динамической системы рп = 1,12-10у Нс/м приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 2,72 до 2,59 (на 5,01%);
- инновационного варианта конструкции системы подачи (рисунок 3.8 б) со снижением суммарной жесткости (при зарядном давлении ро = 0,5 МПа с 0,343 10 Н/м до 0,274 10 Н/м) за счет установки пневмогидравлических аккумуляторов при коэффициенте демпфирования динамической системы ft„ = 2,8-107 Нс/м также приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 2,48 до 2,20 (на 12,72%).
Следует отметить, что эксплуатация инновационного варианта конструкции системы подачи (по сравнению с эксплуатацией заводского варианта) при бурении скважины глубиной 12 метров (двумя штангами) приводит к снижению коэффициента динамичности с 2,72 до 2,48 (на 9,67%) и с 2,59 до 2,20 (на 17,72%) при бурении скважины глубиной 17-22 метра (тремя штангами), соответственно.
Результаты анализа величин коэффициентов динамичности систем вращения и подачи бурового става вращательно - подающего механизма бурового станка ЗСБШ-200-60 приведены в таблице 3.5.
Далее, промоделируем уравнение (2.34) с учетом полученных величин (см. таблицу 3.5) коэффициентов динамичности систем вращения и подачи бурового става в зависимости от длины бурового става (числа штанг в скважине) и прочности буримой породы - а по нижеследующему алгоритму: — первое расчет удельной скорости внедрения долота в породу при L =г метров; 50-106Яя о- 200-106Яяс шагом 50 106 Па; кдврі = 1,86; 2,4 w 2,8 с шагом 0,1; D = 0.2 м; А, = 11, 10, 8, 2 (см. рис. 2.9); ах=я12\ д = 0,625; К= 1; Рос = 2 105Н; р = 2,5 105 кг/м3; к= 1,65; а = 30; Ч„= 0,92; 77к = 0,6); m = 1.75.
— второе расчет удельной скорости внедрения долота в породу при L = 17 метров; 50-106#а 7 200.106Яяс шагом 50 106 Па; кдврі = 1,86; 2,4 а„ 2,8 с шагом 0,1; D = 0.2 м; А, =11, 10, 8, 2 (см. рис. 2.9); ах=я12\ А = 0,625; Г3 = 1,15; Рос = 2 105Н; р = 2,5 105 кг/м3; ,= 1,65; а = 30; ;/„ = 0,92; ?= 0,6); т = 1.75.
- третье расчет удельной скорости внедрения долота в породу при L = 22 метров; 50-106Яа 7 200-106Яас шагом 50 106 Па; кдврі = 1,86; 2,4 „ 2,8 с шагом 0,1; D = 0.2 м; кх = 11, 10, 8, 2 (см. рис. 2.9); а, =ТГ/2; л = 0,625; АГ,= 1,15;РОС = 2 105Н; р =2,5 105кг/м3; к= 1,65; а = 30; //„=0,92; 17.= 0,6); їй = 1.75.
Результаты моделирования (уравнения 3.46) удельной скорости -Ув внедрения долота в породу с учетом динамичности процесса бурения (кдврі , кдт) по выше приведенному алгоритму показаны на рисунках 3.9 а, б, в.
Анализом полученных результатов моделирования (см. рис. 3.9 а, б, в) установлено, что:
— с увеличением коэффициента динамичности системы подачи - кш удельная скорость внедрения долота в породу - V6 нелинейно убывает и имеет большее значение при меньшем коэффициенте динамичности независимо от длины - L бурового става (числа штанг в скважине);
- уменьшение коэффициента динамичности системы подачи с 2,72 до 2,48 (на 9,67%) при длине бурового става - L (числе штанг в скважине) 12 м (2 ед.); 17 м (3 ед.); 22м (3 ед.) приводит к увеличению удельной скорости внедрения долота в породу
- прочности буримой породы 7min = 50 106Па с 2,2 -10"8 до 2,5 -Ю"8 м/с/Вт; с 2,0-10-8 до 2,3-Ю"8 м/с/Вт; с 1,8-КГ8 до 2,1-Ю"8 м/с/Вт; соответственно
