Устройство стабилизации динамических нагрузок в станках шарошечного бурения взрывных скважин с дифференциальной фрикционной системой подачи долота на забой
DEVICE FOR STABILIZATION OF DYNAMIC LOADS IN ROLLER-BIT DRILLING RIG OF BLAST HOLES WITH DIFFERENTIAL FRICTION SYSTEM OF BIT SUPPLY TO BOTTOMHOLE

Изобретение относится к области бурения нефтяных, газовых и взрывных скважин, в частности к способу и устройству стабилизации динамических нагрузок во вращательно-подающей системе станка шарошечного бурового взрывных скважин. Изобретение может применяться при создании пневмоподвески исполнительных органах горных машин: очистных и проходческих комбайнов, камнерезных машин и машин в других областях промышленности с высокими динамическими нагрузками.
При работе станков шарошечного бурения взрывных скважин (СБШ) на твердых и трещиноватых породах наблюдаются интенсивные вибрации в виде продольных колебаний бурового става с частотой 6-8 Гц с амплитудой до 0,5-1 см, которые часто сопровождаются потерей поперечной устойчивости бурового става.
По ярко выраженному на осциллограммах виду и величине амплитуды колебаний бурового става в режимах без вмешательства оператора в управление параметрами можно оценить это явление резонансными колебаниями. Происхождение этих колебаний можно объяснить близостью частот собственных колебаний системы подачи с частотами возмущения, а также процессами разрушения забоя [5, 6, 7, 8]. Сформированные продольные усилия в шарошечном долоте при безотрывном движении по разрушаемому забою передаются по гибкому звену (рабочему канату) в узел крепления рабочего каната к корпусу СБШ.
Такие режимы занимают до 15% и более от чистого времени бурения и сопровождаются высокой динамической нагруженностью силовых систем, определяющей высокую аварийность и низкий коэффициент эксплуатационной надежности. По мнению некоторых авторов, повышенные вибрации буровых станков снижают производительность станков в 1,5-2,0 раза. Они же являются основной причиной неполного использования станков, пониженной стойкости долот, высокой аварийности станков. Кроме того, занимая широкий спектр частот (от 3 Гц до 200-400 Гц), они оказывают весьма вредное действие на обслуживающий персонал. Особенно вредны и опасны для здоровья человека низкочастотные вибрации 6-8 Гц, которые приводят к «резонансам» некоторых органов человека, вызывая неприятные ощущения, повышая утомляемость и являясь источником профессионального, так называемого «вибрационного» заболевания. Уровень вибраций при бурении крепких пород часто намного выше допускаемого санитарными нормами.
Известно, что для человека комфортной частотой является частота 60-90 периодов (шагов) в минуту (1,0-1,5 Гц). Поэтому в автопроме для легковых автомобилей собственная частота кузова принимается равной 0,5-1,5 Гц.
Отличительными особенностями внешней динамики СБШ являются высокие давления долота на забой (20-30 тонн) при относительно малом углублении за один оборот долота (2-4 мм), которое и является технологической нагрузкой. Указанные значения давлений на забой задаются неизменными во времени. Однако на практике при бурении крепких и трещиноватых пород динамические составляющие достигают до 20-30% от заданного постоянного давления на забой. Кроме этого незначительное различие собственно частоты колебаний системы подачи (6-8 Гц) и частоты возмущений работы трехшарошечного долота при скорости вращения долота (120-130 об/мин) (6-7 Гц) при бурении прочных пород в околорезонансных режимах приводит к формированию волнообразного забоя. Выделение динамической составляющей из указанного общего давления на забой представляет собой немалую техническую сложность. Видимо, по этой причине горные машины обладают высокой динамической нагруженностью. Известно, что машины с такими характеристиками становятся неработоспособными.
Анализ известных средств, направленных на устранение этих недостатков, показывает, что используемый в настоящее время способ снижения вибраций станков шарошечного бурения путем снижения эквивалентного коэффициента жесткости силовой цепи (контура) системы подачи реализуется двумя видами устройств: наддолотными амортизаторами и надштанговыми амортизаторами.
Известен амортизатор наддолотный в описании к изобретению №264295, МПК Е21В 17/06 от 08.12.1968, опубл. 03.03.1970, включающий корпус, шток, выполненный в виде усеченного конуса и эластичный элемент, размещенный между штоком и корпусом, при этом шток снабжен хвостовиком, выполненным в виде усеченной пирамиды.
Недостатки: эта конструкция имеет низкую степень регулирования нагрузочной способности и нерегулируемую собственную частоту колебаний. Недостаток амортизатора заключается в невозможности управлять величиной коэффициента жесткости и необходимости изменения конструкции мачты.
Известен наддолотный амортизатор, в описании к изобретению №386122, МПК Е21В 17/06 от 28.05.1966, опубл. 14.06.1973, включающий эластичный элемент, корпус и вал, выполненные с винтовой нарезкой и образующие винтовую пару, снабженный соединенной с корпусом гибкой диафрагмой и двумя дисками, причем, вал выполнен с уступами, между которыми размещены диски, а гибкая диафрагма, диски и вал образуют камеру, в которой размещен эластичный элемент.
Недостатки: невозможность управлять величиной коэффициента жесткости и необходимость изменения конструкции мачты.
Известен надштанговый амортизатор станков шарошечного бурения, в описании к изобретению US 3746330, МПК F16D 3/78, F16F 15/14, F16F 15/10 от 1971-10-28, опубл. 1973-07-17, который устанавливается между ведущим и ведомым валом для гашения продольных колебаний бурового става станка шарошечного бурения, состоящий из станины и двух комплектов резиновых дисков - упругих элементов.
Недостаток амортизатора: высокий уровень продольных вибраций бурового става и необходимость изменения конструкции мачты.
Наиболее близким аналогом является вращательно-подающая система бурового станка шарошечного бурения взрывных скважин, представленная в патенте РФ №2740961 «Способ стабилизации динамических нагрузок в станках шарошечного бурения взрывных скважин с дифференциальной системой подачи долота на забой и устройство для его реализации», в котором защищен новый принцип создания дифференциальных систем подачи горных машин.
В планах развития отечественной буровой техники предусматривается создание станков шарошечного бурения диметром до 320-350 мм.
Основной производитель шарошечных станков в России ОАО «Рудгормаш» изготавливает по заявкам предприятий ряд новых буровых станков: СБШ-250/270-60, оснащенных электрическим лебедочным (в основном фрикционным) механизмом подачи рабочего органа; тяжелые СБШ-270/311 КП для железнорудных карьеров. Более благоприятны системы подачи с тяговой лебедкой, как это имеет место на станках СБШ-250/270-60 (РД-10) и СБШ-320. Стойкость буровых долот при системе подачи с тяговой лебедкой оказывается более высокой. Однако серьезным недостатком этих станков с фрикционной подачей является высокий уровень продольных вибраций бурового става, переходящих в поперечные колебания, которые делают бурение невозможным.
Таким образом, технической проблемой, существующей в настоящее время, является отсутствие надежных, эффективных способов и устройств стабилизации динамических нагрузок станков шарошечного бурения взрывных скважин с канатно-полиспастными фрикционными системами подачи.
Создание предлагаемого изобретения направлено на решение данной проблемы, а именно, на создание эффективного и простого в реализации устройства стабилизации динамических нагрузок станков шарошечного бурения взрывных скважин с дифференциальными канатно-полиспастными фрикционными приводами с гибкими тяговыми органами
Технический результат заключается в повышении эффективности работы станков шарошечного бурения с канатно-полиспастной системой подачи фрикционным приводом с гибким тяговым органом путем стабилизации уровня динамических нагрузок во всем диапазоне рабочих режимов с помощью дифференциальной системы подачи долота на забой, позволяющей выделить из полного давления на забой динамическую составляющую давления, снизить собственную частоту системы подачи в 3-4 раза и обеспечить стабилизацию динамических нагрузок в пневмогидравлической подвеске бурового става с точностью не хуже 1-2% от максимального давления на забой.
Технический результат достигается за счет того, что в устройстве стабилизации динамических нагрузок в системе подачи рабочего органа на забой станка шарошечного бурения (СБШ) взрывных скважин, включающем массу 5 системы подачи с опорным узлом 4, буровой став с шарошечным долотом 22, два плунжерных гидроцилиндра 19 с плунжерами 20, корпусы которых закреплены на корпусе СБШ в узле крепления 21, а их плунжерные полости соединены гидромагистралью 14 высокого давления, к которой подключены: плунжерная маслостанция 18 высокого давления с регулируемым электроприводом, пневмогидроаккумулятор (ПГА) 15 через регулируемый дроссель 16, обратный клапан 17 и шаровой кран 13, между массой 5 и плунжерными гидроцилиндрами 19 размещены два фрикционных привода с гибкими тяговыми органами (канатами) 9, полиспастными системами с принятыми коэффициентами кратности (3, 5, 7) и двумя устройствами формирования действующих сил. Причем каждое из устройств формирования действующих сил состоит из двух прямоугольных звеньев, два из которых 25 неподвижно вместе с корпусами гидроцилиндров 19 соединены с корпусом 21 СБШ, а два других 24 - подвижные, смещенные относительно неподвижных звеньев 25 на девяносто градусов, на которых в зависимости от кратности полиспастов установлено соответствующее число блоков 11 на одной оси (точка е). При этом формируется дифференциальная система подачи долота на забой фрикционными приводами 9 с гибкими тяговыми органами (канатами).
Сущность изобретения иллюстрируется чертежами и схемами, показанными на фигурах 1-8.
На фигуре 1 показана:
принципиальная трехкратная канатно-полиспастная схема (правая сторона) подачи СБШ с фрикционным приводом с гибким тяговым органом (стальным канатом), где: 1 - электродвигатель системы вращения бурового става, 2 - редуктор вращателя, 3 - шинношлицевая муфта, 4 - опорная балка, 5 - подвижные массы с опорной балкой системы подачи, 6, 7 - верхние блоки полиспаста, 8 - фрикционные барабаны, 9 - фрикционный привод с гибким тяговым органом (канатом), 10 - рабочий канат системы подачи, (m) - неподвижная относительно корпуса точка максимального значения тягового усилия, (е) - узел крепления неподвижных обводных блоков, установленных на одной оси 11, к корпусу СБШ, 12 - узлы крепления концов каната;
На фигуре 2 (фото) - фрикционный привод системы подачи: 1 - электродвигатель, 2 - редуктор, 3 - фрикционный барабан.
На фигуре 3 показана схема (правая сторона) канатно-полиспастной дифференциальной системы подачи с фрикционным приводом с гибким тяговым органом, где: 13 - шаровой кран, 14 - маслопровод высокого давления, 15 - пневмогидравлический аккумулятор, 16 - регулируемый дроссель гидравлический, 17 - обратный клапан, 18 - плунжерная маслостанция с регулируемым электроприводом, 19 - плунжерный гидроцилиндр, 20 - плунжер гидроцилиндра, 21 - узел крепления гидроцилиндра с корпусу СБШ, (е) - точка крепления нижних обводных блоков 11, переведенная в неудерживающую подвижную связь с плунжером 20.
На фигуре 4 показаны:
4а - расчетная схема пневмоподвески бурового става с долотом 22 при безотрывном движении долота по забою с микропрофилем 23 и подвижной массы 5; усилие плунжера 20 задается давлением в магистрали 14 в гидроцилиндре 19, элементами (13, 15, 16, 17) формируется система переменной структуры (СПС) во всех режимах;
4б - траектория движения породоразрушающего органа при работе системы переменной структуры (СПС), где S - координата забоя.
На фигуре 5 показана принципиальная схема действия дифференциальной (разностной) системы и пример ее применения;
На фигуре 6 - схема соединения элементов канатной полиспастной дифференциальной системы подачи с фрикционным приводом с гибким тяговым органом и направления действия сил;
На фигуре 7 показана конструктивная схема устройства подвижного узла (е) соединения плунжера 20 гидроцилиндра пневмогидроподвески, где:
7а - при отсутствии давления на забой;
7б - режим бурения: при задании и увеличении усилий в системе фрикционной подачи на забой, блоки 11 полиспаста системы подачи перемещаются в подвижном звене 24 - вверх, h - ход плунжера, 19 - корпус пневмогидроцилиндра; 24 - подвижное звено; 25 - неподвижное звено.
На фигуре 8 показана принципиальная схема модернизации (правая сторона), например, СБШ-270ИЗ путем включения в конструкцию станка дифференциальной системы подачи с фрикционным приводом с гибким тяговым органом и устройством подвижного узла (е) С неудерживающим соединением плунжера 20 и осью с блоками 11.
Система «подача - забой» представляет собой колебательную систему с кинематическим возбуждением со стороны разрушаемого забоя, координаты которого зависят от давления на него, а также как от мгновенных (настоящих), так и от предшествующих значений координат забоя, т.е. систему с предысторией процесса [5, 6, 7, 8]. Известно, что такие системы, обладающие «памятью», описываются дифференциальными уравнениями с запаздывающим аргументом и обладают особенностью, заключающейся в том, что даже при эффективном демпфировании они могут иметь неустойчивые нулевые решения. С практической точки зрения важно уметь выбирать динамические параметры системы подачи таким образом, чтобы система обладала свойством самовыравнивания забоя. При таком выборе параметров всегда в системе будет минимизировано кинематическое возбуждение со стороны забоя, Указанное свойство систем с памятью ярко проявляется в различных горных машинах, разрушающих забой.
С
2
1
Как уже отмечалось, при бурении с частотой вращения бурового става, равной 120-130 оборотов в минуту (2 оборота в секунду), при 3-х шарошечном долоте возникают значительные резонансные колебания бурового става в продольном направлении. Частота этих колебаний равна утроенной частоте вращения долота и составляет 6.0-8.0 Герц. Тогда, принимая собственную частоту колебаний, близкую к околорезонансной частоте, равной ω = 40 рад/с, массу системы подачи m= 4000 кг, коэффициент эквивалентной жесткости системы подачи С определится выражением:
Тогда:
Размах усилия, передаваемый на корпус СБШ при амплитуде А = 0,005 м, будет иметь значения:
0
При заданном давлении на забой P = 20, силы, действующие на корпус СБШ в режимах вибраций, максимальные:
минимальные:
Учитывая, что связь между координатой х (центр масс) и координатой s (координата забоя) слабая, координата х может считаться равной нулю х=0. Это означает, что корпус станка остается неподвижным при безотрывном движении по следу породоразрушаемого инструмента (резца, шарошечного долота) по неплоскому забою (с синусоидальным микропрофилем). Так как в некоррелированных системах демпфирование близко к нулю, усилие первого приближения, передаваемое на корпус СБШ при безотрывном движении ИО по забою, примет вид:
где А - амплитуда координаты забоя.
Показано, что при малом демпфировании и работе на околорезонансной частоте, усилия в системе подачи распределяются таким образом, что при бурении скважин на забое устанавливаются зоны забоя с минимальным и зоны с максимальным давлением на забой [6].
В этом режиме в различных точках забоя потребляется разная энергия, что приводит к различию мгновенных скоростей бурения в этих точках. Это явление приводит к отклонению формы забоя от плоскости и к росту трех «волн» (по числу шарошек) на забое.
Часто высота этих «волн» может возрастать настолько, что продольные вибрации приводят к потере поперечной устойчивости бурового става и созданию аварийной ситуации. Такие интервалы бурения через незначительные отрезки времени могут исчезать самостоятельно. В противном случае возникает аварийная ситуация, которая устраняется машинистом путем изменения режима бурения и приводит к снижению производительности СБШ, а также к снижению стойкости шарошечного долота и повышенной аварийности станка в целом [5, 6,].
Сравнительная оценка действия системы подвески СБШ со сниженным эквивалентным коэффициентом жесткости при работе в околорезонансной зоне выполняется при следующих условиях:
1. Масса системы подачи СБШ m=4000 кг.
2. Коэффициент жесткости скорректированной системы подвески принимается, как:
К
Н
где С, С - коэффициенты жесткости корректированной и некоррелированной систем подвески соответственно.
3. Собственная частота:
Из этого следует, что снижение коэффициента жесткости в десять раз приводит к снижению собственной частоты до 2 Гц, (приблизительно, в 3-4 раза). Снижение собственной частоты в три раза делает невозможным появление резонансных колебаний в номинальных режимах работы СБШ. Однако при малом демпфировании и стохастической нагрузке на забое в колебательной системе подачи будут возникать резонансные колебания на собственной частоте 2 Гц, что проверено на СБШ и очистных угольных комбайнах.
Компромиссное решение может быть получено при формировании в пневмогидравлической подвеске ИО системы переменной структуры (СПС) (фигура 4а). Такие системы часто придают колебательным системам ряд полезных свойств. При значении скорости перемещения долота: s'>0 (движение от забоя) происходит с относительно малыми коэффициентами демпфирования и жесткости, а при: s'<0 (движение на забой) с высоким коэффициентом демпфирования, равным или большим критического (фигура 4б). Известно, что в колебательной системе с коэффициентом демпфирования, равным критическому коэффициенту жесткости (критическое сопротивление), колебания вырождаются в прямую линию, не пересекая горизонтальную ось симметрии.
Известно, что достаточным условием устойчивости СПС является устойчивость одной из структур. При этом колебательная система вырождается в неколебательную систему, в которой не проявляются резонансные режимы. Такие системы подачи долота на забой с СПС легко реализуются на базе гидравлических элементов: пневмогидравлических аккумуляторов (ПГА), гидроцилиндров, дросселей, обратных клапанов.
Предполагая, что при:  и  координата s (траектория движения инструмента) изменяется, как показано на фиг. 3б линия - 2. При этом, при движении по траектории, обозначенной точками 1-2-3, размах колебаний принимается менее 0,01 м и менее А = 0,005 м = 0,5 см
Тогда размах динамической составляющей усилия, передаваемого на корпус, составит приблизительно:
Относительная величина динамического усилия в корректированной системе подачи определится несколько меньшим выражением:
При снижении коэффициента жесткости в 10 раз, динамическое усилие снижается в двадцать раз. Высокая эффективность СПС широко используется на практике.
Дифференциальные методы широко применяются в науке и технике при исследовании и управлении поступательного, вращательного и колебательного движений, при измерении и управлении давлений газа и жидкостей, при измерении и управлении в электротехнике и электроприводе и т.д.
Дифференциальный (разностный) метод измерений, в котором измеряемая величина: давление долота на забой, состоит из постоянной заданной и динамической составляющей от разрушения забоя, сравнивается с однородной заданной величиной (давление плунжера цилиндра подвески с давлением от пневмогидроаккумулятора), имеющей известное значение, незначительно отличающееся от измеряемой величины, в котором измеряется разность между этими величинами.
При дифференциальном методе измерения полное уравновешивание не производят, а разность между измеряемой величиной и величиной, воспроизводимой мерой, отсчитывается по шкале прибора.
Пример: измерение массы на равноплечих весах, когда воздействие измеряемой массы на весы частично уравновешивается массой гирь, а разность масс отсчитывается по шкале весов, градуированной в единицах массы (фигура 5).
На фигуре 6 показана схема соединения элементов канатно-полиспастной дифференциальной системы подачи с фрикционным приводом с гибким тяговым органом и направления действия сил. Здесь показана конструктивная расчетная схема СБШ с канатной - полиспастной дифференциальной системой подачи долота на забой фрикционным приводом с гибким тяговым органом 9.
Рассмотрим подробнее действие дифференциальной схемы подачи с фрикционным приводом.
Режим 1. Скорость вращения долота равна нулю. При этом заданное усилие фрикционного привода равно и противонаправленно усилию плунжера (20). Разность сил равна нулю.
Режим 2. Долото вращается по неразрушаемому забою. Координаты забоя равны нулю. Статический режим сохранится. Точка (е) сохраняет неподвижное положение.
Режим 3. При неизменных заданных силах долото работает на разрушаемом забое. Баланс сил нарушается и точка (е) под действием динамических сил совершает продольные колебания. Размах колебании определяется величиной координат забоя, собственной частотой колебаний системы подачи (емкостью ПГА) и настройкой СПС.
Будем считать, что в системе подачи определены динамические параметры (масса, коэффициент жесткости и демпфирования) и, например, принят следующий алгоритм управления, обеспечивающий заданные рабочие режимы бурения, и выполняющий следующее:
1. Выбран диапазон рабочих режимов бурения, в котором применяется стабилизация динамических нагрузок (например, 20-40 тонн).
2. Назначено желаемое число режимов (например, 4-8).
3. Вычислены давления в ПГА 15, при которых давление плунжера 20 в точке (е) равно заданному давлению на забой.
4. После задания давления на забой фрикционным приводом 9 включается насос высокого давления 18 и устанавливается в ПГА 15 давление газа, при котором усилие плунжера 20 в точке (е) устанавливается равным заданному усилию на забой.
5. Разработан алгоритм и реализуется схема ручного или автоматического управления режимами бурения.
Особенности дифференциальной системы подачи
1. При постановке бурового става с долотом 22 на забой и при отсутствии заданного давления на забой это давление определяется давлением зарядки ПГА 15, при котором усилие на плунжере 20 составит 0.6-0.8 номинального давления, например, 18 тонн. После задания значения давления на забой и при повышении усилия в системе фрикционного привода с гибким тяговым органом 9 и в системе блоков канатно-полиспастной системы давление начинает подниматься до точки заданного режима. При этом автоматически (или вручную) включается электропривод плунжерного насоса 18 высокого давления и поднимается давление в ПГА 15 и плунжерном гидроцилиндре 19 до значения, при котором давление плунжера (точка е) равно усилию заданного режима бурения с учетом коэффициента полиспастности. При этом усилие давления на забой (точка m) и усилие плунжера в точке (е) равны между собой и противонаправлены. Система находится в статическом равновесии. Следует отметить, что усилия в точках (m) и (е) в статическом режиме всегда равны между собой.
2. При бурении плоского забоя точка (е) неподвижна, так как координаты забоя равны нулю, динамическая составляющая давления на забой отсутствует, статическое состояние сохраняется.
3. При отклонении формы забоя 23 от плоскости появляется динамическая составляющая, определяемая координатами забоя, нарушая баланс сил забоя и пневмоподвески. Эти значения координат передаются по гибкому звену в узел (е), в виде кинематического возмущения, определяемого координатами забоя. Величина этих движений, выделенных с помощью применения дифференциального (разностного) метода, измеряется миллиметрами. Действия постоянных равных усилий плунжера 20 и долота 22 на забой 23 выполняются управляемым давлением в ПГА (15) ив гидроцилиндре 19 пневмоподвески взаимно уничтожаются, а перемещение точка (е) зависит только от выделенного значения координат забоя (микропрофиля забоя).
4. Усилие, передаваемое на корпус станка через гидроцилиндр 19, определяется эквивалентным коэффициентом жесткости системы подачи и размахом колебаний плунжера 20 в точке (е). В свою очередь, эквивалентный коэффициент жесткости системы подачи определяется объемом ПГА 15. Чем больше емкость ПГА, тем ниже собственная частота системы подачи.
Известно, что снижение частоты собственных колебаний системы в четыре раза снижает коэффициент жесткости колебательной системы в 16 раз, При этом усилие, передаваемое на корпус станка, снижается во много раз.
На фигуре 7 представлено устройство формирования действующих сил в дифференциальной системе подачи с фрикционным приводом с гибким тяговым органом. Устройство состоит из двух прямоугольных звеньев, одно из которых 25 неподвижно соединено с корпусом СБШ, а другое 24 - подвижное, смещенное относительно неподвижного звена 25 на девяносто градусов, на котором установлено два нижних блока 11 на одной оси. В неподвижном звене закреплен плунжерный гидроцилиндр с корпусом 19 и плунжером 20. На фигуре 7а показано положение плунжера 20 и блоков 11 при отсутствии сил в дифференциальной системе подачи с фрикционным приводом с гибким тяговым органом. При этом плунжер 20 выдвинут полностью под действием давления зарядки пневмогидавлического аккумулятора (ПГА) 15.
На фигуре 7б показан режим бурения: при задании и увеличении усилий в системе фрикционной подачи на забой блоки 11 полиспаста системы подачи перемещаются в подвижном звене 24 вверх. При этом давление в плунжерном гидроцилиндре автоматически повышается до давления, при котором встречно направленное усилие на плунжере не сравняется с заданным усилием системы подачи. Такие автоматические разностные (дифференциальные) режимы позволяют выделить динамическую составляющую давления на забой во всех режимах, определяемую микропрофилем (координатами) забоя и коэффициентом жесткости силовой цепи системы подачи (фигура 5, 6).
Особо следует отметить замечательное свойство дифференциальных систем подачи долот на забой СБШ взрывных скважин, которое заключается в возможности снижать собственную частоту колебаний массы 5 до значений (1,0-2.0) Герц. Такое снижение собственной частоты при использовании СПС исключает резонансные колебания во всех режимах работы СБШ при существенном снижении динамических нагрузок при бурении крепких и трещиноватых пород.
В традиционных современных системах подачи узел (е) связан с корпусом СБШ. При этом колебательная система представлена массой вращательно - подающего механизма и упругим элементом в виде рабочего каната подачи. Поэтому собственная частота колебаний этого контура близка к частоте возмущений (6-8 Герц), а коэффициент жесткости: 5-6 т/см. Следует отметить, что при бурении «мягких» пород резонансные режимы вибраций отсутствуют. Поэтому создание второго «умного» забоя на другом конце рабочего каната обеспечит спокойную работу во всех режимах бурения. Этот «забой» обеспечивает собственную частоту колебательного контура системы подачи 1.0-2.0 Гц, а применение обратного клапана и регулируемого дросселя преобразует его в неколебательную систему переменной структуры с малым коэффициентом жесткости, в 15-20 и более меньшим, чем в традиционной системе.
В целом можно отметить, что применение дифференциальных фрикционных систем подачи долота на забой имеет следующие преимущества.
1. Позволяет компенсировать постоянные равные заданные усилия: усилие давления на забой и встречное равное усилие плунжера пневмоподвески. При этом удается выделить динамическую составляющую из полного давления на забой.
2. Позволяет обеспечивать стабилизацию динамических нагрузок во всем диапазоне рабочих режимов СБШ;
2. Уровень стабилизации при максимальных давлениях на забой не хуже 1-2%; от максимальных давлений.
3. Снижение собственной частоты в системе подачи до 1.0-2.0 Гц позволяет надежно уйти от резонансных колебаний на рабочих режимах.
4. Использование системы с переменной структурой позволяет исключить резонансные колебания на собственной частоте системы подачи и управлять траекторией движения породоразрушающего инструмента;
5. Все вышеперечисленное позволяет увеличить давление на забой на 20-30% и более при модернизации действующих современных СБШ.
Канатно-полиспастные системы с фрикционным приводом с гибким тяговым органом подачи достаточно широко применяются в мировой практике при создании буровых станков шарошечного бурения взрывных скважин. Как правило, в таких системах отсутствуют корректирующие устройства для существенного снижения коэффициента жесткости, и, следовательно, снижения высоких динамических нагрузок при бурении крепких и трещиноватых пород.
Предлагаемое устройство стабилизации динамических нагрузок СБШ с фрикционным приводом с гибким тяговым органом подачи работает следующим образом.
1. Вращательно-подающий механизм отключен.
Шаровой кран 13 открыт, плунжер 20 цилиндра 19 пневмогидравлической подвески бурового става с шарошечным долотом 22 занимает нижнее положение под действием зарядного давления газа в ПГА(15). При этом усилие натяжения канатов составляет 0,6-0,8 номинального давления долота на забой, которое определяется произведением площадей плунжеров 20 гидроцилиндров 19 на зарядное давление газа в ПГА 15. При перекрытом шаровом кране 13 система подачи принимает заводские динамические характеристики.
2. Система подачи включена. Вращение долота отсутствует.
При включении электропривода фрикционного привода с гибким тяговым органом 9 полиспаст начинает сокращаться, перемещая буровой став с долотом 22 на забой. При постановке долота на забой движение бурового става прекращается, а усилие в полиспасте начинает возрастать.
Когда фрикционный привод сформирует заданное усилие на забое, автоматически (или вручную) включается электропривод маслостанции 18, который закачивает масло в масляную магистраль высокого давления 14 до тех пор, пока давление масла в ПГА не достигнет значения, которое обеспечивает усилие на плунжере 20 гидроцилиндра 19 в точке (е) равному и противонаправленному усилию, заданному давлению на забой.
3. Бурение с максимальными давлением на забой и частотой вращения долота.
При безотрывном движении резца (шарошки) по следу на плоском забое низкочастотная переменная составляющая силового воздействия в системе подачи в продольном направлении бурового става отсутствует.
Заданная постоянная составляющая усилия давления долота на забой рабочими канатами подачи 10 уравновешивается усилиями на плунжерах 20 гидроцилиндров 19.
При безотрывном движении долота по волнообразному забою система подачи получает периодическое кинематическое возбуждение с размахом колебаний в продольном направлении, определяемое координатами забоя.
При движении долота от забоя рабочая жидкость из цилиндра пневмогидроподвески 19 вытесняется через обратный клапан 17 в пневмогидравлический аккумулятор 15, а при движении долота на забой: из пневмогидравлического аккумулятора вытесняется через регулируемый дроссель 16 с критическим или большим значением коэффициента демпфирования в цилиндр пневмоподвески, образуя неколебательную систему с переменной структурой и обеспечивая отсутствие резонансных колебаний во всех паспортных режимах работы станков шарошечного бурения.
Динамическая составляющая давления на забой (коэффициент жесткости С) σ (кНм) определяется выражением:
m
m
m
п
3
2
где F - максимальное давление долота на забой, δ - принятый размах колебаний долота 0,01 м при движении по волнообразному забою, V (см) - объем сжатого газа пневмогидравлического аккумулятора при максимальном давлении долота F на забой, S (см) - площадь поршня гидроцилиндра 19 пневмоподвески. Принятый размах 0,01 м превращает (11) в коэффициент жесткости «пневмопружины» гидроцилиндра 19 с ПГА пневмогидравлической подвески.
Пример определения параметров дифференциальной системы подачи станка шарошечного бурения с канатно-полиспастной системой и фрикционным приводом с гибким тяговым органом 9.
Принятые параметры:
m
1. Максимальное давление на забой - F=42 тонны.
2. Емкость ПГА - Q=20 литров.
2
3. Площадь плунжера пневмогидроподвески - q=80 см.
4. Число цилиндров пневмогидроподвески - n=2 шт.
m
5. Степень стабилизации динамических нагрузок при F=42 т. и размахе колебаний σ=0,01 м. - не хуже 2%.
m
6. Собственная частота колебаний при F=42 т. - 1,5-2,5 Гц.
m
7. Режимы бурения F=21, 31, 36, 42 тонн.
8. Масса подвижных частей системы подачи m=5000 кг.
Учитывая массу подвижных частей системы подачи, при создании системой подачи усилия в пункте 7 давления на забой примут значения 21, 31, 36, 42 тонн.
1) Давление газа в ПГА при максимальным давлением на забой:
2) Давление зарядки ПГА при минимальном давлении на забой:
3) Объем сжатого газа при максимальном давлении на забой:
4) Изменение давления в ПГА при перемещении плунжера гидроцилиндра на 0,01 метра:
5) Изменение давления на забой при перемещении плунжеров гидроцилиндров на 0,01 м (коэффициент жесткости):
6) С учетом последовательно соединенных канатов и пневмоподвески бурового става эквивалентный коэффициент жесткости подающей системы равен:
где коэффициенты жесткости:
Σ
ПП
КР
C = 598000 N⋅м - эквивалентный системы подачи, С= 675000 N⋅м - пневмопружины пневмоподвески, С = 6400000 Н⋅м - рабочего каната системы подачи.
7) Собственная круговая частота колебаний в системе подачи:
8) Собственная частота колебаний в системе подачи:
9) Коэффициент жесткости в колебательной системе подачи:
10) Степень стабилизации:
Представленный расчет справедлив для классической линейной колебательной системы, состоящей из массы подвижных частей системы подачи и упругого элемента с эквивалентным коэффициентом жесткости системы подачи при последовательном соединении канатов подачи и цилиндров пневмоподвески без применения переменной структуры колебательного контура системы подвески. Применение СПС приводит исходную колебательную систему в неколебательную систему.
Примечания:
1. Собственная частота колебаний дифференциальной системы подачи с пневмоподвеской бурового става составит приблизительно (1-2) Гц, что значительно меньше частоты (6-8 Гц) возмущения и исключает резонансные колебания в рабочих режимах.
2. В силу малого демпфирования и стохастического характера возмущающих воздействий в системе подачи будут возникать резонансные колебания на собственной частоте (1,5-2) Гц.
3. Применение переменной структуры в колебательном контуре системы подачи позволяет исключить резонансные режимы во всех паспортных режимах и управлять траекторией движения породоразрушающего инструмента по забою.
4. В примере степень стабилизации принята для размаха колебаний 1 см. В реальных условиях при таком размахе координат на забое динамические усилия будут достигать аварийных значений. Применение переменной структуры в колебательном контуре системы подачи позволит снизить размах и динамические нагрузки в 10-20 и более раз по сравнению с некорректированной системой подачи.
5. Если в некорректированной системе подачи неподвижный конец рабочего каната закрепляется непосредственно на корпусе СБШ, то в дифференциальной системе подачи он соединяется с корпусом СБШ через последовательно соединенные рабочий канат подачи и пневмопружину, коэффициент жесткости которой в 10-20 раз меньше жесткости каната подачи.
Источники информации
1. Авторское свидетельство СССР №264295, кл. Е 21 В 17/06, 1966.
2. Авторское свидетельство СССР №386122, кл. Е21В 17/06, 1966.
3. United States Patent, Drill Stem shock absorber, US 3746330, 1973.
4. Патент РФ №2482259 2013. Вращательно-подающая система бурового станка.
5. Загривный Э.А. «Динамические модели и устойчивость подсистемы "исполнительный орган-забой" горной машины» Автореф. докторской диссертации, СПб, 1996.
6. Загривный Э.А., Басин Г.Г. Формирование внешней динамики горных машин. "Записки горного института», г. СПб, 2016, т 217, с. 140-149.
7. Загривный Э.А., Басин Г.Г. Обоснование рациональных параметров систем подачи станков шарошечного бурения. // «Научная перспектива», г. Уфа, 2016, №2, С. 39-44.
8. Загривный Э.А. Басин Г.Г. Синтез устойчивой подающей системы станка шарошечного бурения при работе на разрушаемом забое. /«Журнал научных и прикладных исследований», г. Уфа, 2016, №3, С. 137-142в.
9. Загривный Э.А., Поддубный Д.А. Стабилизация динамических нагрузок во вращательно-подающей системе станка шарошечного бурения взрывных скважин / Сборник научных статей по итогам работы Международного научного форума Наука и инновации-современные концепции (г. Москва, 3 мая 2019 г.). - Москва: Издательство Инфинити, 2019.
10. РИ РФ №2740961 «Способ стабилизации динамических нагрузок в станках шарошечного бурения взрывных скважин с дифференциальной системой подачи долота на забой и устройство для его реализации» - 2020 г.