Опора шарошки бурового долота
DRILLING BIT ROLLER CUTTER SUPPORT

Изобретение относится к буровым шарошечным долотам в частности к подшипниковым опорам шарошек, установленных на лапах, цапфы которых наклонены к оси долота на угол 50-60°. Такое положение цапф обусловливает в подшипниковой опоре наличие преимущественно радиальной нагрузки на подшипниковую опору, равной 77-87% общего усилия на долоте и значительного осевого усилия около 50-64% общего усилия. Это обуславливает необходимость надежности радиальных подшипников в шарошках долот. Известны опоры шарошек буровых долот, содержащие два радиальных роликовых подшипника качения для восприятия радиальных сил бурения, перпендикулярных оси шарошки [1]. Недостаток известных опор состоит в том, что цапфы лапы, выполняющие функцию внутренних колец подшипников, неподвижны относительно своей оси в отличие от вращающихся шарошек, выполняющих функции наружного вращающегося кольца подшипника качения. В связи с этим цапфа лапы непрерывно нагружена максимальным усилием в сечении действия рабочей нагрузки, в результате чего расчетный усталостный ресурс дорожек цапфы в 7-9 раз ниже ресурса дорожек шарошки. При этом максимальная сила на наиболее нагруженный ролик в подшипнике с нормальным радиальным зазором 0,1-0,2 мм определяется выражением [2 - стр. 82; 3 - стр. 206]
где Р и Z - полное усилие, действующее на подшипник и количество роликов в подшипнике соответственно. Нагрузка на следующие ролики, отстоящие от максимально нагруженного сечения, определяется выражениями [2 - стр. 81]:
где ϕ - угловой шаг расположения роликов по окружности подшипника.
о
1
o
2
о
3
о
К примеру, в долотах с диаметром в диапазоне 200-320 мм количество тел качения в радиальных подшипниках шарошек находится в интервале Z=12-22. В таком случае получаем следующее распределение нагрузки по телам качения (в порядке смещения от сечения действия максимальной нагрузки при Z=18): Р; P=0,91P; Р=0,67Р; Р=0,35Р. Первым шагом по снижению нагрузки на максимально нагруженное тело качения является уменьшение радиального зазора в подшипнике, вообще беззазорный подшипник или преднатяг в нем (что вполне допустимо в шпинделях малонагруженных прецизионных станков). В таком случае усилие максимально нагруженного ролика в роликовом подшипнике определяется уже зависимостью
3,333
и соответственно увеличивается угол нагруженной зоны и количество нагруженных роликов. В таком случае, как видим из зависимостей (1 и 2), нагрузка на максимально нагруженные ролики снижается на (4,55-4,06)/4,55⋅100=10,8%, а усталостный ресурс возрастает в 1/0,892=1,46 раза. Однако для подшипников долот, работающих в условиях температур 100-150°C и выше, беззазорный вариант неприемлем из-за теплового заклинивания опор.
равномерно
Поэтому следующим шагом «разгрузки» наиболее нагруженного тела качения является создание условий только местного преднатяга на роликах, расположенных на краях зоны нагружения, еще до приложения полной нагрузки и наличия просвета между телом качения и дорожкой цапфы в наиболее нагруженной зоне при замкнутом состоянии роликов, расположенных на углах ±ϕ, ±2ϕ, ±3ϕ от сечения приложения общей нагрузки Р, что позволяет снизить нагрузку на центральное тело качения и дополнительно догрузить тела качения на углах ±ϕ, ±2ϕ, ±3ϕ от центрального сечения и таким образом  распределить нагрузку между всеми телами в контакте между дорожкой шарошки и цапфой лапы.
Известно долото [4], в котором ролики чередуются нормального и уменьшенного диаметра, так что ролик с уменьшенным диаметром находится в зоне действия внешней нагрузки, а два соседних ролика получают дополнительную нагрузку и уменьшают этим нагрузку центрального. Недостаток такого решения состоит в том, что выравнивание достигается только на 3 роликах и только в момент прохождения уменьшенного ролика в сечении приложения внешней нагрузки. Когда же в среднее сечение попадает ролик увеличенного диаметра, ситуация ухудшается вдвое, т.к. тогда увеличенный ролик получает дополнительную нагрузку, не воспринятую соседними роликами.
на неопределенную величину, и, следовательно, остается неопределенным и распределение нагрузки
Известно также долото [5], в котором на цапфе лапы выполнена в зоне нагружения лыска на глубину, в десятки раз (0,02-0,03 от величины диаметра цапфы) превышающую упругие деформации в контакте, а на нее посажено дополнительно кольцо конического подшипника, которое прогибается при рабочей нагрузке  между роликами во всей зоне контакта. Недостатком этого патента является также то, что введение дополнительного кольца подшипника существенно усложняет изготовление опоры и еще вынуждает уменьшить диаметр роликов, что прямо ведет к уменьшению грузоподъемности подшипника.
л
r
r
Технической задачей, на решение которой направлено данное изобретение, является создание равных, строго обоснованных на основании теории контактных упругих деформаций по Герцу условий нагружения всех тел качения в зоне контакта. Это обеспечивается выполнением лыски на цилиндрической цапфе лапы в секторе 100-130° нагруженной зоны так, чтобы размер глубины врезания лыски на ее середине в основную цилиндрическую ее часть составляла величину Δ=(0,5G+δ)/cosβ-(0,5G+δ), и выполнена она радиусом
Л
Ц
r
R=R+(0,5G+δ)/cosβ,
r
диаметральный
где G - радиальный  зазор в соответствующем подшипнике;
Ц
R - радиус основной части цапфы лапы;
δ - упругая деформация в равномерно нагруженных роликах усилием бурения по нормали в точке контакта лапы с роликами;
β - угол, на котором расположены крайние нагруженные ролики относительно плоскости действия силы бурения на долоте, половина угла сектора нагруженной зоны цапфы.
Достижение поставленной технической задачи иллюстрируется чертежами.
r
а
л
д
На фиг. 1 представлен продольный разрез опоры шарошки долота, где 1 - цапфа лапы, содержащая дорожку качения 8 для роликов большого подшипника и 15 для малого подшипника для восприятия радиальных сил P, 2 - корпус шарошки для размещения зубков и содержит дорожки 13 и 14 для роликов большого и малого подшипников, 3 и 4 - ролики большого и малого подшипника соответственно, 5 и 6 - антифрикционные шайбы большого и малого упорных подшипников скольжения для восприятия сил Р, действующих вдоль оси шарошки; Р - результирующая сила бурения вдоль оси долота; 7 - замковый шариковый подшипник; ОО и ОО - ось цапфы лапы и ось долота соответственно; α - угол наклона оси шарошки к оси долота; 8 - роликовая дорожка цапфы лапы; 13 и 14 - роликовые дорожки большого и малого радиального подшипника на шарошке.
ц
r
л
л
r
r
r
л
ш
л
ц
л
ш
На фиг. 2 представлено поперечное сечение дорожек шарошки и цапфы лапы большого подшипника, где 8 - дорожка цапфы лапы с диаметром основной цилиндрической части 2R, 9 - внутренняя окружность расположения роликов на дорожке шарошки под действием центробежной силы от вращения шарошки до приложения нагрузки; 10 - окружность расположения роликов 3' после приложения полной нагрузки P; 11 - участок цапфы ЛЛ', образующий лыску на цапфе лапы по дуге с радиусом R с просветом Δ от основной цилиндрической части, 12 - затемненная зона просвета, образуемая лыской с окружностью основной цилиндрической части цапфы; 3' - положение роликов после приложения к шарошке радиальной P силы бурения со стороны забоя; БВ=ГД - перемещение вдоль действия силы бурения P окружности расположения роликов из положения 9 в положение 10 от действия силы бурения, состоящее из перемещения по выбору зазора на крайних нагруженных роликах в точках Б и Б' и упругой их деформации δ от нагрузки; ГД - полное сближение цапфы лапы и роликов по линии действия силы бурения, состоящее из суммы начального радиального зазора 0,5G, упругой деформации δ и величины лыски Δ в точке контакта на линии действия силы; О - ось цапфы, где находится и ось шарошки до приложения силы бурения, О' и О - положение центров кривизны окружности расположения роликов на шарошке после приложения усилия бурения и лыски лапы соответственно; R-R-R - радиус кривизны основной части цапфы, лыски лапы и окружности расположения роликов на шарошке соответственно; остальные обозначения, как и на фиг. 1.
r
л
r
Работает подшипниковая опора по предлагаемому изобретению следующим образом. До приложения нагрузки ролики под действием центробежных сил входят в контакт с цилиндрической дорожкой шарошки 13, при этом на основной (базовой) части цапфы лапы между роликами и цапфой образуется зазор на сторону 0,5G, а на лыске зазор на сторону начиная от точек ее сопряжения Л и Л' с основной (базовой) частью монотонно увеличивается до величины Δ+0,5С на середине лыски на линии ГД.
о
1
2
3
При приложении нагрузки шарошка перемещается так, что окружность расположения роликов на ее дорожке перемещается из положения 9 в положение 10 до выбора зазора в начале на роликах, расположенных на углах ±3ϕ, затем ±2ϕ, ±ϕ (в зависимости от количества тел качения в зоне нагружения), обеспечивая преднатяг в роликах недогруженных в обычных подшипниках, при этом на центральном ролике еще остается зазор, величина которого составляет часть от полной упругой деформации узла порядка (0,3-0,5)δ. При дальнейшем возрастании нагрузки до полной рабочей происходит дальнейшая деформация роликов, расположенных на углах ±3ϕ, ±2ϕ, ±ϕ, выбирается зазор на центральном ролике и начинается его нагружение с большей скоростью, чем роликов на углах ±3ϕ, ±2ϕ, ±ϕ, т.к. по сечению действия нагрузки деформация равна перемещению t, а на соседних роликах деформация по нормали контакта составляет только t⋅cos(ϕ,2ϕ,3ϕ) как это следует из треугольника БВЕ. При достижении полной рабочей нагрузки все ролики получают одинаковую деформацию, а следовательно и одинаковую величину нагрузки Р=P=Р=Р.
r
Б
rб
r
M
rм
r
Иллюстрацию практической реализации и достигаемого положительного результата по данному изобретению рассмотрим на примере бурового шарошечного долота 250,8 мм, имеющего следующие исходные технические характеристики: полное усилие бурения на одной шарошке Р=93000 Н, угол α=54°; P=P⋅sin54°=75240 Н; большой роликовый подшипник: число роликов 18, диаметр роликов 14 мм, диаметр цапфы лапы 67 мм, диаметральный зазор 0,10 мм, длина роликов без фасок L=23,4 мм, нагрузка на большой подшипник Р=0,8P=60190 Н; малый роликовый подшипник: число роликов 14, их диаметр 8 мм, диаметр цапфы лапы 28,4 мм, диаметральный зазор 0,08 мм, длина роликов без фасок L=11 мм, нагрузка на малый подшипник Р=0,2Р=15050 Н.
Использованные математические зависимости для расчета параметров лыски лапы, обеспечивающей равномерное распределение контактных напряжений между всеми роликами в нагруженной зоне, представлены ниже:
Параметры опоры долота 250,8 по предлагаемому изобретению и формулы (3-9) для их расчета
rб
r
rм
r
0Б
0M
Для обычного подшипника с цилиндрической цапфой нагрузка на наиболее нагруженный ролик согласно (1) при Р=0,8P=60190 Н и Р=0,2Р=15050 Н составит для большого подшипника Р=4,55⋅60190 Н/18=15215 Н и для малого P=4,55⋅15050 Н/14=4891 Н.
1Б
1м
Как показано выше на примере долота 250,8, в предлагаемом изобретении при равномерном распределении нагрузки между всеми роликами в зоне нагружения (7 в большом подшипнике и 5 в малом) нагрузка на один центральный ролик составляет Р=11124 Н и Р=3717 Н, т.е. в 1,37 и 1,32 соответственно меньше, чем в известных подшипниках. Исходя из фундаментальной эмпирической зависимости усталостной долговечности Т контакта в роликовых подшипниках от нагрузки Р [2, стр. 112]
r
3,333
Т=(С/P)
3,333
3,333
(С - грузоподъемность контакта, зависящая от геометрии и свойств материала тел), следует, что уменьшение нагрузки в 1,37 или 1,32 раза приводит к вероятностному росту усталостной долговечности в 1,37=2,85 или 1,32=2,52 раза. Таким образом, при выполнении лыски с изменением радиуса на нагруженной зоне цапфы лапы согласно предлагаемому изобретению без изменения конструкции и технологии производства существенно повышается усталостная долговечность радиальных подшипников опоры в 2,5-2,8 раза.
Источники информации
1. Патент RU 2269635 С1, МПК Е21В 10/22.
2. В.М. Кошель. Подшипники качения. Минск: Наука и техника, 1993 г.
3. Подшипники качения. Справочник–каталог. Черневский Л.В. и др. М.: Машиностроение, 1997 г.
4. Патент RU 02359102 C2, МПК Е21В 10/22.
5. Патент RU 2472915 С1, МПК Е21В 10/22.