Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ бесклапанных гидравлических ударншс механизмов бурильных машин и постановка задач 10
1.1. Анализ исследований бесклапанных гидравлических ударных механизмов 10
1.2. Анализ исследований по определению модуля объемной упругости жидкости 20
1.3. Обоснование цели и задач исследований... 39
ВЫВОДЫ 40
2. Исследование энергетических характеристик бесклапанного гидравлического ударного механизма на основе переменности модуля оебемной упругости жидкости . . 42
2.1, Определение суммарного модуля упругости газожидкостной смеси,..,,-. 42
2.2, Метод построения .индикаторной диаграммы бесклапанного гидравлического ударного механизма 45
2.3, Исследование энергетических характеристик бесклапанного ударного механизма 63
2.4, Номографический метод определения параметров бесклапанного гидравлического ударного механизма 71
ВЫВОДЫ 76
3. Исследование динамических характеристик бесклапанного гидравлического ударного механизма ... 77
3.1. Принципиальное устройство и индикаторная диаграмма бесклапанного гидравлического ударного механизма 77
3.2. Определенна параметров индикаторной диаграммы .
3.3. Исследование динамической .модели бесклапанного гидравлического ударного механизма
3.4. Определение коэффициента симметричности нагрукания поршня для машин вращательно -ударного и ударного способов бурения ЮЗ
выводы
Исследование взаимодействия бесклапанного гидравлического ударного механизма с подсистемой энергоснабжения из 121
4.1. Подсистема энергоснабжения бесклапанного гидравлического ударного механизма .. ИЗ
4.2. Выбор коэффициента пульсации в подсистеме энергоснабжения бесклапанного ударного механизма
4.3. Определение рабочего давления в подсистеме энергоснабжения бесклапанного ударного механизма 125
4.4. Определение энергии деформации упругих элементов подсистемы энергоснабжения
4.5. Методические рекомендации по расчету параметров гидравлического стабилизатора высокого давления.
4.6. Выбор параметров гидравлического стабилизатора низкого давления.
Практическая реализация результатов исследований гидравлических бурильных головок с еесклапанными ударными механизмами
5.1. Методические особенности и результаты испытаний бесклапанного гидравлического удар
ного механизма 154
5.2. Методика расчета параметров баоклапанного ударного механизма с гидравлическими стабилизаторами давления 180
5.3. Гидравлические бурильные головки 82
Выводы 201
Заключение 203
Литература
- Анализ исследований по определению модуля объемной упругости жидкости
- Метод построения .индикаторной диаграммы бесклапанного гидравлического ударного механизма
- Исследование динамической .модели бесклапанного гидравлического ударного механизма
- Определение рабочего давления в подсистеме энергоснабжения бесклапанного ударного механизма
Введение к работе
Основными направлениями экономического и социального развития СССР на I98I...I985 годы и на период до 1990 года предусмотрено: "... освоение и внедрение в производство новой высокоэффективной техники, обеспечивающей рост производительности труда, снижение материалоемкости и энергоемкости,улучшение качества выпускаемой продукции". Наиболее трудоемкой и дорогостоящей операцией при добыче полезных ископаемых и проходке горных выработок на предприятиях угольной промышленности и цветной металлургии является процесс бурения шпуров и скважин, занимающий 30 ... 70 % времени от технологического цикла.
Решению проблемы повышения производительности и экономичности работ с одновременным улучшением условий труда бурильщиков способствует создание гидрофицированных бурильных установок с гидрообъемными ударными устройствами. Вопросы теории проектирования и создания гидравлических ударных устройств изложены в работах О.Д.Алимова, А.Ф.Кичигина, А.Г. Лазуткина, Д.Н.Ешуткина, Н.А.Янцена, С.А.Басова, ЮЛ.Нерозникова,Г,В.Ще-петкина, А.С.Павлова, К.Б.Кыгырова, В.А. Ткачевко и др., имеющих большую практическую ценность.
Наибольшего успеха за рубежом в области создания гидрофицированных бурильных установок, оснащенных гидравлическими бурильными головками, достигли такие страны как Чехословакия, Польша, Франция, США, Швеция, Финляндия, Англия,Япония и др.,где в последнее десятилетие ведутся интенсивные научно -исследовательские и проектно-конструкторские работы.
Разработкой гидравлических бурильных головок в СССР зани-
мается ряд организаций, в том числе СКБ СГО, институты ЦНИИ-подземмаш и Гипроникель, Институт автоматики АН Кирг.ССР , Фрунзенский и Карагандинский политехнические институты,НИГРИ, КузНИУИ, Кузмашзавод. Основным узлом ГКГ является ударный механизм.
Известны результаты промышленной апробации целого ряда ударных механизмов, отличающихся по конструктивному исполнению и принципу работы. Из всей гаммы представленных технических решений бесклапанные гидравлические ударные механизмы (ЕГУМ) имеют наиболее простую структурную схему, обеспечивают рациональное сочетание параметров ( энергии и частоты ударов) и получение высокой скорости бурения при сохранении на требуемом уровне стойкости бурового инструмента.-Подтверждением служат результаты положительных испытаний бурильной установки 2БК-ЗДГ на шахте № 65 Джезказганского ГМК. Для данного класса механизмов необходимо развить существующие методы расчета, усовершенствовать конструкцию и повысить надежность в работе, используя новые технические решения, что позволяет в полной мере реализовать потенциальные возможности бесклапанных ударников и ускорить процесс освоения их про -мышлзнностъю.
Настоящая работа является результатом целенаправленных исследований, проводимых в Карагандинском ордена Трудового Красного Знамени политехническом институте и направлена на развитие метода расчета, разработку и проверку в промышлен -ных условиях новых технических решений и создание бесклапанного ударного механизма применительно к бурильной установке для проходки горных выработок в шахтах угольной промышленности.
7 Работа выполнена в соответствии с научной тематикой Министерства тяжелого и транспортного машиностроения " Создание гидравлической бурильной головки применительно к шахтной буровой установке " № Гос.регистрации 80020881;Министерства строительного, дородного и коммунального машиностроения "Создание универсальной гидравлической бурильной головки" $ Гос.регист -рации 80020881 і Минтяжмаша СССР и Шшчермета СССР по целевой комплексной научно-технической программе 0.Ц.039; Мин-углепрома СССР по решению научно-технической программы 0.16.09 ( подпрограмма 0.05.01),
В диссертации последовательно поставлены задачи,результаты решения которых можно сформулировать следующим образоы:раз-работан графоаналитический метод расчета параметров бесклапанного ударного механизма и раскрыто влияние физических свойств рабочей^жидкости на процесс энергопреобразования; исследован рабочий процесс бесклапанного механизма с управляемой камерой рабочего хода и установлены зависимости между режимными, конструктивными и энергетическими локазателями;оптшшзированы параметры ударно-порншевой группы механизма и подсистемы энер -
госнабжешш; определены показатели бесклапанного ударного механизма и гидравлических стабилизаторов по результатам экспериментальных исследований бурильных головок на полноразмёрных стендах; разработана усовершенствованная методика расчета параметров БГУМ с гидравлическими стабилизаторами давления ; разработаны и проверены в промышленных условиях новые технические решения ; результаты исследований реализованы в конструкциях ударных механизмов гидравлических бурильных головок применительно к бурильным установкам УЕГ-ІР, БУМ-І.
Научные положения,разработанные лично диссертантом, и новизна:
I. Разработан графоаналитический метод расчета параметров БГУМ и получены уравнения изменения давления в рабочей камере при сжатии-расширении, отражающие специфику работы механизма, позволяющие без специальных вычислений оперативно оценить влияние упругих свойств жидкости на выходные показатели,
2. Получены расчетные зависимости, устанавливающие связь
между конструктивными и энергетическими параметрами БГУМ, от
личающиеся тем, что учитывают изменение давления в подсисте
ме энергоснабжения и гидротранспортной подсистеме.
3. Проведена оптимизация параметров БГУМ исходя из усло
вия его функционального взаимодействия с системами подачи и
исполнительного органа. Впервые получены соотношения, позволя
ющие на стадии проектирования выбрать оптимальные параметры
ударно-поршневой группы, создающие радиальный режим нагруже -
ния бурового става применительно к машинам вращаталъно-удар-
ного и ударного способов бурения.
4-. Определены впервые оптимальные параметры гидравлического стабилизатора ( рабочее давление, коэффициент пульсации ) , обеспечивающие минимальные вес и габариты ГБГ, что отвечает предъявляемым требованиям и позволяет создать устойчивую и маневренную бурильную установку.
5. Впервые в конструкциях ДГУІУІ использован новый структурный элемент ( запускное устройство ), применение которого позволяет повысить КПД механизма и обеспечить устойчивый запуск.
По результатам исследований разработана методика расчета
и выбора параметров ЕГУМ с гидравлическими стабилизаторами давления. Методика расчета утверждена институтом ЦШШподземмаш и рекомендована к применению при проектировании бесклапанных
механизмов для гидравлических бурильных головок.
Методика расчета используется в учебном процессе КарПТИ студентами специальности 0506 "Горные машины" при выполнении научно-исследовательских, проектно-конструкторских,курсовых и дипломных работ.
Результаты исследований использованы при совместной разработке технических заданий на создание и промышленное освоение гидравлических бурильных головок (ГЕГ-І.УГКГ) , утвержденных соответственно институтом ЦНИИподземмаа и ОКБ " Стройдормаш". Результаты исследований реализованы в конструкциях БГУМ , предназначенных для гидрофицированной бурильной установки с программным управлением УЕГ-ІР и бурильной установки БУМ-І.бурильная установка УЕГ-ІР проходит промышленные испытания на шахте "Несветаевская" П.О. "Ростовуголь".
Установка УЕГ-ІР была представлена на международной выставке " Уголь-83" в г. Донецке.
Работа выполнена на кафедре " Горные машины и комплексы" Карагандинского ордена Трудового Красного Знамени политехнического института.
В полном объеме диссертационная работа докладывалась в Проблемной лаборатории и на кафедре "Горные машины и комплексы" (Караганда, 1983 г.),а также на заседании Ученого совета института ЦЕИИподземмаш ( г.Москва, 1984- г.).
Автор считает своим долгом выразить благодарность докт . Т9хн.наук,профессору А.Г. Лазуткину, канд.техн.наук, доцентам Ю.И.Нерозникову, К.Б, Кызырову , Б.А. Ткаченко за постоянную научно-методическую помощь при работе над диссертацией,а также всем товарищам, оказавшим помощь в выполнении и оформлении работы.
\
Анализ исследований по определению модуля объемной упругости жидкости
В качестве гасителей пульсации давления использовались нега-зовые аккумуляторы. Разработана методика расчета, которая позволяет определить оптимальные значения необходимых для проектирования параметров, обеспечивающих заданные энергетические пока -затели ударного механизма.
Полученные результаты справедливы для бесклапанных механизмов с двумя улравлявмыыи камерами. Выводы и рекомендации требуют уточнения и развития при исследовании бесклапанных ударных механизмов с управляемой камерой рабочего хода, перспективность и целесообразность создания которых доказаны в работе / 10 /.
Из анализа работ следует , что для совершенствования и освоения промышленностью гидравлических бурильных головок с бескла -данными ударными механизмами необходимо: развить существующие методы расчета и.представить резуль -тэты исследований в удобном для практики виде; разработать и проверить в промышленных условиях новые технические решения, обеспечивающие повышение работоспособности и увеличение производительности бурильных установок.
Анализ исследований по определению модуля объемной упругости жидкости Упругие свойства жидкости оцениваются коэффициентом отно сительного объемного сжатия jSp рш-ї-. #, (I.I) где лР - изменение давления; AW - изменение объема жидко -сти при изменении давления на j Ж/ - объем жидкости при начальном давлении. Величина, обратная коэффициенту j p называется модулем объемной упругости жидкости f.-L.. (1.2)
Модуль объемной упругости характеризует способность жидкости оказывать сопротивление всестороннему сжатию.Различают изотермический и адиабатический модули объемной упругости.
При расчете гидравлических механизмов исходят из политроп -ного процесса, когда часть тепла, выделяемого при сжатии,расходуется на нагрев жидкости. Предельным является адиабатиче -ский процесс. Для определения адиабатического модуля объемной упругости используют акустический метод, основанный на измерении скорости распространения звука в упругой среде 4?- - Cv -jo, (Х_3 ) где & - адиабатический модуль объемной упругости; ,/ -плотность жидкости; С? - скорость звука. При одинаковых начальных условиях проведения эксперимента адиабатический модуль объемной упругости жидкости выше изотермического. Опыты И.А.Лузановой и В.Н.Прокофьева /15,16/ показали, что для масла АМГ-10 в интервале давлений 5...20 МПа и температуре ё =48С адиабатический и изотермический модули объемной упругости взаимосвязаны между собой соотношением fcr f,f5. (1.4 )
Изучению сжимаемости жидкости и установлению ее влияния на показатели гидравлических машин или отдельных их элементов посвящены работы Т.М.Башты / 17,18 /, Б.П.Васильева /І9ДБ.А. Гавриленко /Т6/, В.В.Ермакова /20/, В.Н.Прокофьева /21/,Й.А.Луза-новой /19/, В.А.Минина /16/, И.А.Неыировсного /22/,Е.А.Цухано -вой /23/, А.Й.Тесленко /24/ зарубежных ученых Р.Е.Жаттона/25/, М.Корнфельда /26/, Е.Е.Клауса /27/, УЛЬпкинса, С.Больца /28 / и других.
Интерес представляет анализ этих работ с позиции выяснения условий и метода подхода авторов к проведению экспериментальных и теоретических исследований по определению модуля объемной упругости. В зависимости от конкретно поставленной цели и назначения эксперимента ранее указанные работы условно можно разбить на три группы.
К первой группе отнесены работы /17,18,25/, где изучается влияние температурного фактора на величину модуля объемной упругости "чистой" жидкости. Под "чистой" подразумевается дегазированная жидкость, у которой содержание нерастворенного воздуха не превышает 0,1 %. Для большинства жидкостей с повышением температуры модуль упругости понижается, а коэффициент сжимаемости увеличивается. Изменение модуля объемной упругости вызвано увеличением межмолекулярного расстояния. На рис.1.4 представлен график зависимости модуля объемной упругости минерального масла и синтетической жидкости от температуры. Измерения проводились при постоянном давлении, равном 21 МПа /18/. Из графика следует, что повышение температуры от 40 до 240С приводит к уменьшению модуля объемной упругости от 1790 до 600 МПа. Модуль упругости синтетических жидкостей уменьшается от 1000 до 470 МПа. В интервале изменения температуры 4О...120С зависимость модуля объемной упругости минерального масла в функции от температуры носит практически линейный характер . Поэтому зависимость v =-// J может быть представлена уравнением /16/
Метод построения .индикаторной диаграммы бесклапанного гидравлического ударного механизма
Индикаторная диаграмма служит инструментом,позволяющим раскрыть внутренние процессы энергопраобразования,установить функциональную взаимосвязь между отдельными параметрами и получить аналитические уравнения по их определению. Исследования рабочего процесса бесклапанного гидравлического ударного механизма с помощью индикаторной диаграммы изложены в работе J 10 /. Общий вид диаграммы представлен на рис, 1,3. При построении индикаторной диаграммы были приняты следующие допущения: I. Процессы впуска и выпуска жидкости из камары рабочаго хода считаются мгновенными. 2.Давлание в конце наполнения камары рабочего хода равно давлению в подсистеме энергоснабжения .Волновые процессы не оказывают влияния на характер энергопреобразования.4. Процессы ежа -тия-расширения жидкости описываются законом Гуна и проиоходят без теплообмена с окружающей средой.
Полученные расчетные зависимости были использованы при проектировании бесклапанных гидравлических ударных механизмов УТМА и Удар-8м /V» Испытания, проведенные на полноразмарных стендах Кузнецкого машиностроительного завода,дали возможность провести сопоставление расчетных и экспериментальных данных.Б результате сравнения выявлены заметные расхождения в определении энергии и частоты ударов , коэффициента полезного действия. Для уменьшения погрешностей в расчетные формулы были введены поправочные коэффициенты. Численные значения коэффициентов зависят от входных величин: ударной мощности, энергии удара, рабочего давления, модуля объемной упругости жидкости. Получить уравнение, определяющее взаимосвязь между безразмерными коэффициен -тами,практически невозможно.Расчетные формулы становятся справедливыми для определенных условий в узком диапазоне изменения входных параметров. Расхождения между параметрами идеальной и реальной моделей механизма обусловлены принятыми допущениями . Ценность результатов значительно возрастает» если поправочные коэффициенты дифференцировать по отдельным составляющим принятых допущений» Появляется возможность установить определяющий фактор,сделать поправочный коэффициент более трансформирован -ным и точным для заданных условий.
Обработкой осциллограмм установлена закономерность изме -нения скорости V / ҐХр) , давления / =/ 1 камерах рабочего и холостого ходов на разных участках движения бойка. Осциллограмма записи скорости свидетельствует о равномерном движении бойна и отсутствии колебаний в процессе его перемещения. Аналогичный характер имеют осциллограммы, характеризующие процессы изменения давления в камерах рабочего и холостого ходов.
Результаты эксперимента показали, что продолжительность впуска и выпуска жидкости составляет примерно 6...8 % от времени всего периода.Указанныв соотношения дают основание полагать, что эти процессы происходят мгновенно и подтверждают правомерность принятого ранее допущения.
В результате резкого изменения скорости движения жидкости при открытии впускного канала могут возникать явления,аналогичные гидравлическому удару в тупиковом трубопроводе. Гидравлический удар вызывает волновой процеос,который характеризуется чаредованием резких повышений и понижений давления. На величину ударного давления оказывает влияние объем камеры рабочего хода. Согласно теоретических и экспериментальных исследований / 41 / наличие объема жидкости сглаживает,а при определенных условиях и полностью гасит ударную волну. Экспериментальные исследова -ния показали, что в момент соединения камеры рабочего хода с подсистемой энергоснабжения отражения волна практически не происходит. Следовательно, не создаются условия для возниннове -ния ударного давления; Поэтому в конце наполнения жидкостью камеры рабочего хода давление в ней будет равно давлению в подсистеме энергоснабжения.Это подтверждает гипотезу, которая была принята при исследовании идеальной модели механизма.
Определяющим фактором,оказывающим влияние на различие в определении параметров идеальной и реальной моделей,является модуль объемной упругости кидкости.Резулыаты эксперимента не подтвердили принятого допущения.Особенно это относится к процессу сжатии жидкости.В области низких давлений линия,описывающая изменение давления в зависимости от перемещения У / ґ р) заметно отличается от прямой. Качественно иной вид будет иметь и индикаторная диаграмма бесклапанного ударного механизма. Переменность модуля объемной упругости жидкости на отдельных участках движения бойка является основной причиной отличия парамет -ров экспериментального образца от результатов расчета идеальной модели. Следует установить зависимость между модулем упругости и рабочим давлением, учесть влияние физических свойств рабочей жидкости при построении индикаторной диаграммы. Такой подход позволяет сделать расчетные формулы более универсальными и значительно расширить диапазон их применения.
Исследование динамической .модели бесклапанного гидравлического ударного механизма
Гидравлическая импульсная система - совокупность подсис -тем, предназначенных для преобразования энергии первичного двигателя в гидравлическую энергию потока жидкости, преобра -зование энергии потока жидкости в силовые импульсы , сбора и транспортирования отработанной жидкости. В общем виде гидравлическая импульсная система изображена на рис.3.1. Бесклапанный ударный механизм (генератор импульсов) состоит из корпуса її бойка 2, камер рабочего 3 и холостого 4 ходов. В корпусе I выполнены распределительные каналы, посредством которых камера 3 поочередно соединяется с подсистемой энергоснабже -ния иди гидротранспортной подсистемой, В подсистему энерго -снабжения входят гидравлический стабилизатор высокого давления 5, насос 6 и напорная магистраль. Гидравлический стабилизатор низкого давления 7 и сливная магистраль образуют гидротранспортную подсистему / 2 /.
Изучение рабочего процесса бесклапанного механизма основано на исследовании индикаторной диаграммы, которая позволяет раскрыть внутренние процессы энергопреобразования и установить функциональную взаимосвязь между отдельными параметрами. Метод построения диаграммы и описание отдельных участков, характеризующих движение бойка, изложены в предыдущей главе . Индикаторная диаграмма строилась для случая, когда давление в подсистеме энергоснабжения на всех участках движения бойка , оставалось постоянным. Это имеет место, если в подсистеме энергоснабжения установлен газогидравлический аккумулятор. Практический интерес представляет изучение взаимодействия ударного механизма с подсистемой энергоснабжения переменного давления . На рис.3.2 и 3.3 показаны диаграммы изменения давления в камере рабочего хода и гидравлическом стабилизаторе ( камере холостого хода), построенные для реальной и идеальной моделей бесклапанного механизма. Из диаграмм видно,что закон изменения давления жидкости для реальной модели механизма на отдельных фазах цикла движения бойка имеет сложный вид.Уравнения, устанавливающие связь между давлением и объемом жидкости нельзя решить известными математическими методами. Решение можно провести только численным способом. Б этом случае необходимо знать начальные и граничные условия. Показатели ударного механизма для конкретно заданных условий могут быть получены в результате перебора различных вариантов сочетания заданных параметров с параметрами индикаторной диаграммы» Процесс трудоем -кий и требует значительных затрат времени. Решение задачи упрощается, если исследования проводить в два этапа.
На первом этапе, для установления начальных и граничных условий, рассматривается линейная модель механизма. Линеаризована диаграмма изменения давления в гидравлическом стабилиза -торе, согласно фазам цикла движения бойка (рис.3.3). Предполагается, что давление в камера рабочего хода изменяется по закону Гука. Б этом случае появляется возможность, существенно не изменяя действительного характера протекающего процесса,аналитическим путем определить параметры индикаторной диаграммы и установить влияние переменности давления в подсистеме энерго снабжения на их величину. Выбираются начальные и граничные условия. Используя результаты первого этапа исследований, на втором этапе, исходя из известных начальных условий, рассчитываются выходные показатели механизма. Здеоь учитывается влияние факторов, сопутствующих основным процессам.Поэтому ошибка в определении действительных выходных показателей бесклапанного механизма, связанная с принятыми допущениями, сводится к минимуму. Выявленные расхождения между заданными и полученными параметрами механизма, по желанию исследователя, могут быть учтены путем введения соответствующих корректив. Определение действительных характеристик необходимо при изучении функционального взаимодействия механизма с системами вращения и исполнительным органом. Предложенный алгоритм расчета менее трудоемок и достаточно точный.
Процесс совместной работы бесклапанного гидравлического ударного механизма с подсистемой энергоснабжения рассмотрим с момента нанесения бойком удара по ограничителю . В этот момент времени камера рабочего хода 3 (рис.3.2) соединена с гидротранспортной подсистемой и давление в ней равно Pr . Камера холостого хода постоянно соединена с подсистемой энергоснабжения и давление в ней определяется давлением зарядки Р& гидравличе -ского стабилизатора. В рассматриваемой фазе на боан, со стороны камеры холостого хода, действует сила / /, равная произведению давления зарядки Р$ на рабочую поверхность бойка /& . Под действием силы /?gf боек 2 отрывается от ограничителя и начинает холостой ход, вытесняя жидкость из камеры З.На диаграм -ма указанная фаза изображается линией
Определение рабочего давления в подсистеме энергоснабжения бесклапанного ударного механизма
В технической литературе известны работы /53,54,55/, где рассматривается вопрос по выбору величины давления в гидросистемах ударных механизмов. Нами учтены основные положения и рекомендации, изложенные в этих работах. Задача оптимизации запишется в следующем виде: определить параметры подсистемы энергоснабжения (рабочее давление) при заданной ударной мощности , чтобы суммарный вес оболочек камеры рабочего хода и гидравли -ческого стабилизатора совместно с жидкостью были минимальными при ограничении на прочность резинотканевых рукавов. При определении весовой характеристики бурильной головки учитывается форма гидравлического стабилизатора, которая может быть круглой,квадратной, цилиндрической, прямоугольной и другой. Опыт создания гидравлических бурильных головок выявил их рациональную форму, которая имеет вытянутый вид, определяется конфигу -рацией и длиной бойка ударного механизма. На наш взгляд,наиболее приемлемой является цилиндрическая форма гидравлического стабилизатора, которая не нарушает целостности компоновки всей машины. Однако, это не дает права считать ее самой правильной. Поэтому при выборе рабочего давления рассмотрим цилиндрическую форму и шаровую, как самую рациональную с позиции габаритов и веса ( рис.4.6).
Величина оптимального рабочего давления определяется из условия /56 / ZG =G-cfG#+Gc.w +$к.ж—-/ , (4.10 ) где Ос - вес корпуса гидравлического стабилизатора; &/с вес корпуса камеры рабочего хода ;&.#- вес жидкости в гидравлическом стабилизаторе; . - вес жидкости в камере рабочего хода. Бес корпуса гидравлического стабилизатора с учетом толщины оболочки и дна равен / 57 /
Величина / зависит от входных параметров ударного механизма и геометрических размаров камеры рабочего хода и гидравлического стабилизатора. Чтобы оценить влияние геометриче -ских размеров на величину давления / ,полагаемого корпуса камеры рабочего хода и гидравлического стабилизатора выполнены из одного материала, имеющего объемный вес V .Тогда уравнение (4,22) запишется в следующем виде где ./? - число донышек в камере рабочего хода и гидравличе -ском стабилизаторе. Из анализа уравнения С 4.23 ) следует, что при неизменных объемах камеры рабочего хода и гидравлического стабилизатора увеличение их диаметров приводит н снижению рабочего давления, а уменьшение диаметров повышает величину давления. Поэтому необходимо установить численное значение давления в подсистеме энергоснабжения, а затем рекомендовать конструктивное исполнение камеры рабочего хода гидравлического стабилизатора.
С целью определения формы гидравлического стабилизатора аналогичные исследования проведены и для бурильной головки с шаровым гидравлическим стабилизатором. На рис.4.7 изображен график зависимости =У для гидравлических бескла -панных ударных механизмов с шаровым (кривая "а") и цилиндрическим (кривая "б") стабилизаторами давления. Из графика видно, что суммарный вес бурильной головни с повышением давления уменьшается. ZG = /№) имеет слабо выраженный минимум при давлении 38...44 Ша.Зависимости/ " = /ffj) для ударных механизмов с шаровым и цилиндрическим стабилизаторами давления имеют идентичный вид. Уменьшение давления ниже 16 Ша приводит к резкому возрастанию суммарного веса бурильной головки.В интервале давления 16...46 Ша разница в весах не превышает 25 ..
Это дает основание рекомендовать область рациональных значений давления в диапазоне 16 Ша и выше.
Бесклапанные ударные механизмы с разными по форме гидравлическими стабилизаторами по весовой характеристике отличаются незначительно.Характер кривых и распределение веса в зависимости от давления идентичны и для других конструктивных размеров, форм и входных параметров. воряют задаче оптимизации по весовой характеристике и используются при проектировании гидравлических бурильных головок. а) энергия упругой деформации рабочей жидкости Энергия упругой деформации жидкости при изменении давления в гидравлическом стабилизаторе от - / до / определяется из равенства Мр = - S J &, (4.2 ) где А /з- изменение- объема жидкости в гидравлическом стабилизаторе в фазе расширения.
Для оценки влияния давления /$ и коэффициента пульсации А/? на энергию упругой деформации жидкости проведем расчет, прини мая начальный объем гидравлического стабилизатора равным 0,002...0,01 м с интервалом 0,002 м5.
