НЕФТЬ И ГАЗ

-зубчатые передачи в горноперерабатывающей и цементной промышленности;

-приводы транспортных машин и авиационной техники [1]. Зубчатые передачи Новикова довольно прочно завоевали позиции в

редукторостроении благодаря своим преимуществам. Повысить конкурентноспособность этих передач по сравнению с другими возможно за счет применения финишных методов обработки, методов поверхностнопластического деформирования боковых (рабочих) поверхностей зубьев, использования продольного фланкирования зубьев передач [6].

Приведем мнение предприятий производителей оборудования с передачами Новикова:

ООО ТехноГрупп, г. Челябинск, в аннотации на редукторы указы-

вают:

«Передачи с зацеплением Новикова имеют высокую способность к нагрузке, в 2,5 раза выше, чем при эвольвентном зацеплении, при одинаковом угле давления и скорости, и в разы компактнее и имеют низкий уровень шума.

ООО «Редуктор» г. Санкт-Петербург, производит редукторы кониче- ско-цилиндрические техступенчатые горизонтальные специальные зацеплением Новикова. Тип КЦ2: КЦ2-125Н, КЦ2-160Н, КЦ2-200Н, КЦ2-250Н.

Завод конвейеров и транспортеров "Феникс" в г. Саратове производит конвейеры и транспортеры (ленточные, сетчатые, винтовые, рольганги). Реализует редукторы, мотор-редукторы, тали электрические. Редукторы тип КЦ2: двухступенчатые Ц2У-Н и Ц2Н с зацеплением Новикова.

По данным ОАО «Редуктор», г. Ижевск, Удмуртская Республика.

В 1991 году завод по заданию ОАО «Удмуртнефть» приступил к разработке, а позже к серийному изготовлению редукторов для станков-качалок. А в 1999 году предприятие перешло к серийному производству самих балансирных станков-качалок, и с того времени более 4000 штук этих приводов отгружено нефтедобытчикам России и стран СНГ. Сегодня Группа предприятий «Редуктор» входит в тройку ведущих производителей данного оборудования в России. В настоящее время самыми распространенными станками-качалками в нефтедобывающих компаниях на территории бывшего СССР остаются станки-качалки типа СК и СКД разработки Азербайджанского научно-исследовательского и проектно-конструкторского института нефтяного машиностроения (АзИНМаш). Их основным преимуществом является высокая унификация основных деталей и узлов. Диапазон чисел качаний располагается в пределах 5 — 12 качаний в минуту.

Вкачестве привода используется электродвигатель, передающий посредством ременной передачи крутящий момент на входной вал редуктора.

Встанках-качалках данного типа были применены двухступенчатые шевронные редукторы типа Ц2НШ (двухступенчатые с шевронной зубчатой цилиндрической передачей с зацеплением Новикова) с передаточным числом 37 — 41. В современных условиях, когда приоритетом развития неф-

71

тедобывающих компаний является минимизация собственных издержек (при повышении общей доли трудно извлекаемых нефтей), на одно из первых мест выходит экономичность работы нефтепромыслового оборудова-

ния [7].

Завод «Арсенал-Деталь» г. Екатеринбург наладил производство зубчатых передач с круговой формой профиля зубьев (передача Новикова с одной и двумя линиями зацепления) и с циклоидальной [8].

Впериод приблизительно с 1970 года по 1986 (до момента начала перестройки и распада СССР) в СССР проводилось достаточно интенсивные работы по исследованию и внедрению передач Новикова в промышленность. Аналогичные работы велись и в других высокоразвитых странах (США, ФРГ, Франция, Япония и т.д.) об этом говорят многочисленные конференции по зубчатым передачам, которые проходили в недалеком прошлом:

Ввосьмом научно-техническом Международном конгрессе «Машины, технологии, материалы'11». 18-21 сентября 2011 года, г. Варна, Болгария. Проводился специализированный семинар по зубчатым передачам

«Gear Transmission'11».

Международная конференция по зубчатым передачам (14-16 сентябрь 2005г., Мюнхен, Германия).

Институт механики Ижевский государственный технический Университета имени М.Т. Калашникова, организует периодически (один раз в два года) Международный симпозиум «Теория и практика зубчатых передач».

Вг. Севастополе в конце августа начале сентября уже более пятнадцати лет периодически проходит международная конференция «Проблемы качества и долговечности», начало конференции положила А.В. Павленко, затем продолжил А.Ф. Кириченко.

Список литературы

1.Механические передачи вертолетов / Под ред. В.Н. Кестельмана. - М.: Машиностроение, 1983.- 120 с.

2.Короткин В.И., Харитонов Ю.Д. Зубчатые передачи Новикова. - Ростов/Д.: Изд-во Ростовского ун-та, 1991.-208 с.

3.Силич А.А. Геометрический расчет цилиндрических передач Новикова: Учебное пособие. – Курган: Изд. Курганского гос университета, 2001. – 84 с.

4.Силич А.А. Технология обработки зубчатых колес цилиндрических передач Новикова: монография. – Тюмень: ТюмГНГУ, 2007. – 162 с.

5.Силич А.А. Разработка геометрической теории проектирования передач Новикова и процесса формообразования зубьев колес: Дисс…. докт. техн. наук. - Кур-

ган, 1999. – 534 с.

6.Никомаров С.С., Деркач Н.Д., Крутик Э.Н., Нежельский А.А., Костыря Е.Д. Промышленные испытания редукторных турбобуров с зубчатой передачей Новикова // Труды всесоюзного научно – исследовательского института буровой техники, 1970. –

Вып. 25. – С.101-108.

72

7.История компании//new.izh-reduktor.ru: ОАО «Редуктор», мотор-редукторы: производство и продажа / Нефтепромысловое оборудование. Ижевск, 2013. URL: http://new.izh-reduktor.ru/about/history/ (дата обращения: 15.08.2013).

8.Арсенал-деталь// arsenal-detal.ucoz.ru: Доска объявлений – Персональный сайт. Екатеринбург. 2013. URL: http://arsenal-detal.ucoz.ru/ (дата обращения: 15.08.2013).

УДК 622.24

К СОВЕРШЕНСТВОВАНИЮ МОДЕЛЕЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЗАБОЙНЫХ И ДРУГИХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Г. А. Кулябин, В. В. Долгушин

г. Тюмень, Тюменский государственный нефтегазовый университет

Внаших работах с 1999 года приведена основная часть информации по совершенствованию моделей энергетических характеристик гидравлических забойных двигателей (ГЗД) для проводки скважин. В этом направлении продолжены работы согласно закономерностей в природе, когда приняты более реальные коммуникативные технологические и конструктивные связи в системах и подсистемах объектов.

О понятиях и терминах «системный подход», «системный анализ», «системно-аналитический подход». Все эти термины соответствуют части полной работы по созданию определенных моделей или по направлению работы, в частности, исследовательской. Отметим особо, что фактически при любых полномерных работах (не фрагментарных) ставят цель создать определенную модель. Хорошо, когда при этом открывают естественные закономерности и законы, например, «о персональных пространствах, тогда как пространство едино и является просто вместилищем всего сущего.

При этом есть границы систем, подсистем, в которых время, как направление перемещения энергии, искривлено. Время tn,как отмечено в работе [1],следует измерять по площади, и когда tотображаем прямой, неизбежна необходимость в искривлении пространства, параметров процессов в системах, тогда как границы систем и подсистем переменны, исчезают и возникают новые (другие) системы до разных по величине и сложности пределов.

Всвязи с тем, что понятие «подход» в разных вариантах не отражает полноту, путь и конечную цель научных исследований, при проблематичности создания приемлемой методологии, предлагаем применять «подход», с некоторыми ранее принятыми рекомендациями, для ориентировки при научной и технической работах. Для более точного направления при научных и других работах нами предложено применять понятие и трактовку «исследования и моделирование в иерархии систем» с более совершенными основами методологии, с отображением информации в форме натурных, графических (в плоском или объемном виде) и математических моделей.

73

Некоторые принципы «системного подхода» останутся в методологии новой трактовки системных работ, но понятие «множественность моделей» будет уточнено для выбранных к исследованию систем. При этом исследователи сократят число параметров их обозначений при объединении в общую науку частных ее вариантов, так как в последних одни и те же процессы трактуют по-разному и применяют различные формулы и обозначения сходных параметров. В природе же существует усилие, объем энергии (вещества) и их направление перемещения в пространстве. Такое понимание природы было предложено в журнале «Знание – сила» более 25 лет назад.

Очевидно, что при возвращении к общей науке о природе максимальные трудности возникнут при переоценке научных положений, выбранных с целью реализации «правил игры» для построения различных объектов на Земле и объяснения процессов в живой и косной материи. Накопленная человечеством информация свидетельствует о необходимости такой переоценки.

Возможно применение нескольких моделей Мо, связанных с перемещением энергии в пространстве и двигателях, но при решении целевых задач можно ограничить количество Мо с разными параметрами по осям полномерных координат, с минимумом субъективных ошибок.

Так при построении технологической характеристики винтовых забойных двигателей (ВЗД) для бурения скважин строят кривые без начальных и конечных точек, как будто процесс существует в изолированной системе (чего в природе не бывает). Строят также графики характеристик ВЗД (и турбобуров) в закрытых системах, что в течение многих лет приводило к множеству опытом по созданию конструкций ГЗДи отработке режимов их эксплуатации, к неправильному пониманию переходных режимов их работы. Кривые характеристик ВЗД то беспричинно продолжают в бесконечность, то – в «минусовую» область декартовых координат, причем при построении характеристик, только в одной плоскости координат.

Предложенное понятие о моделировании систем позволило:

-исправить отображение технологических характеристик ГЗДв течение одного цикла их работы при передаче энергии во времени, в том числе и подсистемам ГЗД, как агрегатов по передаче энергии;

-уточнить положение экстремальных точек характеристик таких двигателей и определить их КПД. При этом установлено, что при работе ВЗД возможны два максимума КПД, в зависимости от их конструкции и режима эксплуатации.

Список литературы

1. Кулябин Г. А., Долгушин В. В., Кулябин А. Г.Системный анализ и модель рабочей характеристики турбобура во времени. //Известия вузов. Нефть и газ.- Тюмень, 2012.- №3.- с. 35-39.

74

УДК 622.24

НОВЫЙ МЕТОД ОЦЕНКИ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ДОЛОТ

В. В. Долгушин, И. С. Золотухин, Ф. А. Шамурадов

г. Тюмень, Тюменский государственный нефтегазовый университет

На основании исследований для долот со штыревыми зубьями нами предложена новая, отражающая реальные условия схема реакции забоя [1]. При этом сделаны допущения: величина Rз реакции забоя не зависит от скорости перемещения породоразрушающего элемента; в процессе скачка разрушения породы формируется лунка разрушения с образованием псевдосжиженного ядра из породы с возможностью ее раздавливания; суммарная реакция забоя на зуб шарошки, складывается из сил, действующих на элементарные площадки породоразрушающей вершины зуба (ПВЗ), приложенных в центрах масс этих площадок.

Для определения размера ПВЗ поверхность его головки разбивается на достаточно большое число площадок треугольной формы. Эта задача решается при использовании комплекса МКЭ ANSYS. На рис. 1,а представлена геометрическая модель наиболее часто используемого для шарошечных долот зубка М13х18 с сеткой конечных элементов. По координатам вершин треугольной площадки в системе координат головки зубка xh yh zh определяются ееразмер, координатыеецентрамасс, направлениевекторанормаликней.

а

б

Рис. 1. Геометрическая модель зубка с сеткой конечных элементов (а)

исхема разрушения объема породы элементарной площадкой (б)

Впринятой схеме реакция забоя R на каждой элементарной площадке ПВЗ приложена в центре масс этой площадки и представляется в виде геометрической суммы двух составляющих сил. Эти составляющие в свою очередь складываются из сил сопротивления породы разрушению и сил трения, возникающих в процессе разрушения породы и действующих

75

на зубья шарошки. Одна из составляющих направлена в тело зуба перпендикулярно рассматриваемой элементарной площадке, пропорциональна давлению на нее и условно названа нами силой нормального давления R n ,

направление другой противоположно направлению абсолютной скорости центра масс площадки, находится в линейной зависимости от площади разрушаемого слоя, физико-механических свойств породы и названа нами - силой сопротивления разрушению Rc . Для элементарной площадки Fqik

(рис. 1,б), расположенной на вершине i -го зуба в k -м венце f -й шарошки, реакция забоя Rqik , приложенная в точке q, определяется как

.

(1)

Rqik

R nqik

Rcqik

Выражения для обеих составляющих в векторной форме:

F

Fqik

Vаqik

R сqik kс

Vаqik , (2), (3)

R

p

zqik

F ;

nqik

max

V2

F

qik

qik

аqik

где

- абсолютная скорость движения точки q;

Vаqik

pmax - максимальное давление, равное давлению на площадках, пер-

пендикулярных направлению действия осевой силы

;

G

kс - коэффициент пропорциональности в Н/м2, учитывающий влияние вида рабочего элемента шарошки и физико-механических свойств по-

роды на силу сопротивления ее разрушению.
В этих выражениях	Fzqik ≤ 0, Rcqik = 0, если	Fqik Vаqik 0 .
Rnqik = 0, если

Для пересчета координат точек, расположенных на поверхности зубка, из системы координат зубка в системы координат шарошки, долота и скважины используется матричный способ перехода от одной системы ко-

ординат к другой (рис. 2):
r S h rh ;	r2 S2 r ;	rд Sд2 r2 ; rс Sсд rд . (4)

где {rh}, {rφ}, {r2}, {rд}, {rс} - векторы-столбцы координат одной и той же точки в соответствующих индексу системах координат, а

[Sφh], [S2φ], [Sд2], [Sсд] – матрицы перехода из системы координат, соответствующей второму индексу, в систему координат, соответствующую

первому индексу.

На рис. 2 изображены: xh yh zh - сиcтема координат головки зуба; xξ yξ zξ; xγ yγ zγ; xφ yφ zφ - переходные системы координат от зуба к шарошке; x2 y2 z2; xд yд zд; xс yс zс – системы координат, соответственно, шарошки, долота и скважины; αf - угол наклона оси цапфы шарошки к оси долота, д ,

ш - векторы угловых скоростей, соответственно, долота и шарошки.

Суммированиеусилий производится поразрушающимв данный момент времени породу nqik площадкам вершины i-го зуба, по nрk работающих зубьев в

76

k-м венце и по n венцам f-й шарошки. В результате относительно точки О2 системы координат шарошки x2y2z2 определяется вектор-сила Ro2 и вектор-

момент Mo2 сил Rqik , действующихнашарошкусосторонызабоя(рис. 2)

Рис. 2. Схема к расчету силовых факторов, действующих на секцию шарошечного долота

		n	nрk nqik				n	nрk nqik
					,		mo			.	(5) (6)
	Ro2			Rqik		Mo2			Rqik
		k	i m				k	i m

Для промежутка времени t с учетом принятых ранее допущений, а также, пренебрегая силами инерции, условия равновесия долота записываются следующим образом:

3	;	3	3	(7) (8)
G R дzf 0		M Mдzf R дxf ef 0 .
f		f	f

где G, M - нагрузка и крутящий момент на долоте;

77

Rдzf, Mдzf – проекции вектора-силы и вектора-момента системы сил, действующих на f-ю шарошку со стороны разрушаемой породы, на ось zд системы координат xдyдzд, связанной с долотом;

Rдxf – проекция вектора-силы на ось xд; ef – смещение оси шарошки относительно оси долота.

Из условия равновесия долота (7, 8), и учитывая (5, 6), определяются осевая нагрузка G и крутящий момент на долоте M

	3	3
G	pmax R nzf kc R czf ;			(9)
	f	f
3	3	3	3
M pmax Mnzf kc Mczf pmax R nxf ef kc R cxf ef .				(10)
f	f	f	f

Число nрik элементарных площадок зуба, разрушающих в данный момент породу, определяется с учетом геометрических параметров шарошек и зубков, формы поверхности забоя, текущего положения зубка и глубины его погружения в породу.

Передача движения от долота к шарошке осуществляется посредством разрушаемой породы. В результате использования закона изменения кинетической энергии получено уравнение движения и работы шарошки в ее относительном вращении вокруг своей оси за достаточно малый промежуток времени t

n

npk nqik

Fzqik

pmax

ηоп/

Fqik

Vшqik

F

k

i

m

,

(11)

npk nqik

n

F

V

ηоп/

kс

qik

аqik

Fqik

Vшqik

0

2

Vаqik

k

i

m

где оп/ - коэффициент полезного действия сил в опоре.

С учетом (9), (10) величины kc и pmax. определяются выражениями:

3

3

3

M R nzf G

Mnzf R nxf ef

;

(12)

k c

f

f

f

3

3

3

3

3

3

R nzf Mczf R cxf ef

R czf

Mnzf R nzf ef

f

f

f

f

f

f

3

G

kc R czf

(13)

pmax

3

f

R nzf f

Для нахождения kc и pmax для определенного типа вооружения и определенной породы, кроме G и M необходимо знать механическую скорость бурения, угловые скорости вращения долота и шарошек.

78

Для практического использования методики аналитической оценки нагруженности опор шарошек с целью нахождения усилий, действующих на шарошку в процессе взаимодействия с породой, а также непосредственного экспериментального определения нагруженности шарошек долота создано экспериментальное устройство [2].

Список литературы

1.Долгушин В.В. Исследование кинематики и работы шарошечного долота // Известия вузов. Нефть и газ. - 2008. - №4. - С. 4-11.

2.Долгушин В.В. Устройство для экспериментального определения нагруженности опор шарошечных долот / В.В. Долгушин, Н.Н. Комлягина, Э.Л. Комм, А.С. Мокшин, Г.Ф. Перлов // Информационный листок ЛЦНТИ. - Л., 1980. - №258-80. – 4 с.

79

Научное издание

НЕФТЬ И ГАЗ ЗАПАДНОЙ СИБИРИ

Дополнение

В авторской редакции

Составители: Д. В. Пяльченков, С. Н. Кропчева

Дизайн обложки А. В. Клеменко

Подписано в печать 21.11.2013. Формат 60х90 1/16. Печ. л. 5,0 Тираж 70 экз. Заказ № 1984.

Библиотечно-издательский комплекс федерального государственного бюджетного образовательного

учреждения высшего профессионального образования «Тюменский государственный нефтегазовый университет». 625000, Тюмень, ул. Володарского, 38.

Типография библиотечно-издательского комплекса. 625039, Тюмень, ул. Киевская, 52.

80