RU2654902C1 - Drilling bit roller cutter support - Google Patents

Drilling bit roller cutter support Download PDF

Info

Publication number
RU2654902C1
RU2654902C1 RU2017103579A RU2017103579A RU2654902C1 RU 2654902 C1 RU2654902 C1 RU 2654902C1 RU 2017103579 A RU2017103579 A RU 2017103579A RU 2017103579 A RU2017103579 A RU 2017103579A RU 2654902 C1 RU2654902 C1 RU 2654902C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
rollers
bearings
radial
bearing
roller
Prior art date
Application number
RU2017103579A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Павел Геннадьевич Бачило
Юлиус Мартинович Вайткус
Дмитрий Олегович Филиппович
Original Assignee
Производственно-торговое общество с ограниченной ответственностью "АГРОСТРОЙ"
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Производственно-торговое общество с ограниченной ответственностью "АГРОСТРОЙ" filed Critical Производственно-торговое общество с ограниченной ответственностью "АГРОСТРОЙ"
Priority to RU2017103579A priority Critical patent/RU2654902C1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2654902C1 publication Critical patent/RU2654902C1/en

Links

Images

Classifications

    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E21—EARTH OR ROCK DRILLING; MINING
    • E21B—EARTH OR ROCK DRILLING; OBTAINING OIL, GAS, WATER, SOLUBLE OR MELTABLE MATERIALS OR A SLURRY OF MINERALS FROM WELLS
    • E21B10/00—Drill bits
    • E21B10/08—Roller bits
    • E21B10/22—Roller bits characterised by bearing, lubrication or sealing details

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Geology (AREA)
  • Mining & Mineral Resources (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Environmental & Geological Engineering (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • General Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Geochemistry & Mineralogy (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)

Abstract

FIELD: drilling of soil or rock.
SUBSTANCE: invention relates to roller cone drill bits, in particular to roller bearing support. Drill bit support contains two radial roller bearings for the taking of radial drilling forces perpendicular to the roller cutter axis, supporting end strengthened surfaces of cutters and paws for perception of axial forces along the cutter axis, separated by intermediate antifriction washers, lock ball bearing to ensure the assembly of the support as a single unit, paws with trunnions for locating the rollers of radial bearings, which act as inner rings for the rollers of the radial bearings on which the flats are made in the area of the drilling force. On both pivots, the paws for placing the rollers of the large and small bearings are made as a part of a cylindrical surface on a sector of 100-130°. Depth of the flatten in the middle part and the radius of its arc are determined from the reduced mathematical expression.
EFFECT: technical result consists in the uniform loading of all the rollers in the zone of the drilling force, which leads to a reduction in the maximum contact stresses on the paw path and an increase in the fatigue life of the roller bearings.
1 cl, 2 dwg

Description

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]

Figure 00000001
The invention relates to roller cone bits, in particular to bearings of cones mounted on legs, the trunnions of which are inclined to the axis of the bit at an angle of 50-60 °. This position of the trunnions determines the presence of a predominantly radial load on the bearing support equal to 77-87% of the total force on the bit and significant axial force of about 50-64% of the total force in the bearing support. This necessitates the reliability of radial bearings in the cone bits. Known bearings cone drill bits containing two radial roller bearings for the perception of radial drilling forces perpendicular to the axis of the cone [1]. A disadvantage of the known bearings is that the paw pins, which perform the function of the inner rings of the bearings, are stationary relative to their axis, in contrast to the rotating cones, which perform the functions of the outer rotating ring of the rolling bearing. In this regard, the paw axle is continuously loaded with the maximum force in the cross section of the working load, as a result of which the estimated fatigue life of the axle tracks is 7–9 times lower than the resource of the cutter tracks. Moreover, the maximum force on the most loaded roller in the bearing with a normal radial clearance of 0.1-0.2 mm is determined by the expression [2 - p. 82; 3 - p. 206]
Figure 00000001

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]:where P and Z are the total force acting on the bearing and the number of rollers in the bearing, respectively. The load on the following rollers spaced from the maximum loaded section is determined by the expressions [2 - p. 81]:

Figure 00000002
Figure 00000002

где ϕ - угловой шаг расположения роликов по окружности подшипника.where ϕ is the angular pitch of the location of the rollers around the circumference of the bearing.

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): Ро; P1=0,91Po; Р2=0,67Ро; Р3=0,35Ро. 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 зависимостьюFor example, in bits with a diameter in the range of 200-320 mm, the number of rolling bodies in the radial roller bearings is in the range Z = 12-22. In this case, we obtain the following distribution of the load on the rolling bodies (in the order of displacement from the cross section of the action of the maximum load at Z = 18): P o ; P 1 = 0.91P o ; P 2 = 0.67P about ; P 3 = 0.35P about . The first step to reduce the load on the most loaded rolling element is to reduce the radial clearance in the bearing, generally clearance-free bearing or preload in it (which is quite acceptable in spindles of lightly loaded precision machines). In this case, the force of the maximum loaded roller in the roller bearing is already determined by the dependence

Figure 00000003
Figure 00000003

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 1/0,8923,333=1,46 раза. Однако для подшипников долот, работающих в условиях температур 100-150°C и выше, беззазорный вариант неприемлем из-за теплового заклинивания опор.and accordingly, the angle of the loaded zone and the number of loaded rollers increase. In this case, as can be seen from dependences (1 and 2), the load on the most loaded rollers decreases by (4.55-4.06) / 4.55⋅100 = 10.8%, and the fatigue life increases by 1 / 0.892 3.333 = 1.46 times. However, for bit bearings operating at temperatures of 100-150 ° C and above, the clearance-free option is unacceptable due to the thermal jamming of the supports.

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 равномерно распределить нагрузку между всеми телами в контакте между дорожкой шарошки и цапфой лапы.Therefore, the next step of “unloading” the most loaded rolling body is to create conditions only for local preload on the rollers located at the edges of the loading zone, even before the full load is applied and there is a gap between the rolling body and the trunnion track in the most loaded area when the rollers located on angles ± ϕ, ± 2ϕ, ± 3ϕ from the cross-section of the application of the total load P, which allows to reduce the load on the central rolling body and additionally load the rolling bodies at angles ± ϕ, ± 2ϕ, ± 3ϕ from the central section Ia and thereby uniformly distribute the load between all the bodies in contact between the track pin and cone clutches.

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.A bit is known [4], in which the rollers alternate between normal and reduced diameter, so that the roller with a reduced diameter is in the zone of external load, and two adjacent rollers receive additional load and reduce the central load. The disadvantage of this solution is that alignment is achieved only on 3 rollers and only at the time of passage of the reduced roller in the cross-section of the application of external load. When an enlarged diameter roller falls into the middle section, the situation doubles because then the enlarged roller receives an additional load not perceived by the adjacent rollers.

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 на неопределенную величину, и, следовательно, остается неопределенным и распределение нагрузки 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.A bit is also known [5], in which the paw axle is made in the flat loading zone to a depth ten times (0.02-0.03 of the axle diameter) exceeding the elastic deformations in the contact, and an additional conical bearing ring is fitted on it , which bends under the working load by an indefinite amount, and, therefore, remains undefined and the load distribution between the rollers in the entire contact zone. The disadvantage of this patent is that the introduction of an additional bearing ring significantly complicates the manufacture of bearings and also forces to reduce the diameter of the rollers, which directly leads to a decrease in bearing capacity.

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 Δл=(0,5Gr+δ)/cosβ-(0,5Gr+δ), и выполнена она радиусомThe technical problem to which this invention is directed is the creation of equal, strictly justified on the basis of the theory of contact elastic deformations according to Hertz, loading conditions of all rolling elements in the contact zone. This is ensured by the execution of flats on the cylindrical pin of the paw in the sector of 100-130 ° of the loaded zone so that the depth of cut of the flats on its middle into the main cylindrical part is Δ l = (0.5G r + δ) / cosβ- (0, 5G r + δ), and it is made with a radius

RЛ=RЦ+(0,5Gr+δ)/cosβ,R L = R C + (0.5G r + δ) / cosβ,

где Gr - радиальный диаметральный зазор в соответствующем подшипнике;where G r is the radial diametrical clearance in the corresponding bearing;

RЦ - радиус основной части цапфы лапы;R C - the radius of the main part of the trunnion paws;

δ - упругая деформация в равномерно нагруженных роликах усилием бурения по нормали в точке контакта лапы с роликами;δ - elastic deformation in uniformly loaded rollers by the drilling force along the normal at the point of contact of the paw with the rollers;

β - угол, на котором расположены крайние нагруженные ролики относительно плоскости действия силы бурения на долоте, половина угла сектора нагруженной зоны цапфы.β is the angle at which the extreme loaded rollers are located relative to the plane of action of the drilling force on the bit, half the angle of the sector of the loaded zone of the journal.

Достижение поставленной технической задачи иллюстрируется чертежами.The achievement of the technical task is illustrated by drawings.

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 Pr, 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 Ра, действующих вдоль оси шарошки; Р - результирующая сила бурения вдоль оси долота; 7 - замковый шариковый подшипник; ООл и ООд - 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.In FIG. 1 shows a longitudinal section of a cone of a bit cutter, where 1 is a paw pin containing a raceway 8 for rollers of a large bearing and 15 for a small bearing for perception of radial forces Pr , 2 is a roller cone for accommodating teeth and contains tracks 13 and 14 for rollers of a large and small bearings, 3 and 4 - rollers of the large and small bearings, respectively, 5 and 6 - anti-friction washers of the large and small thrust bearings for the reception of forces P a acting along the axis of the cone; P is the resulting drilling force along the axis of the bit; 7 - castle ball bearing; OO l and OO d - the axis of the paw axle and the axis of the bit, respectively; α is the angle of inclination of the axis of the cone to the axis of the bit; 8 - roller track trunnion paws; 13 and 14 - roller tracks of a large and small radial roller bearing.

На фиг. 2 представлено поперечное сечение дорожек шарошки и цапфы лапы большого подшипника, где 8 - дорожка цапфы лапы с диаметром основной цилиндрической части 2Rц, 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 Pr; 11 - участок цапфы ЛЛ', образующий лыску на цапфе лапы по дуге с радиусом Rл с просветом Δл от основной цилиндрической части, 12 - затемненная зона просвета, образуемая лыской с окружностью основной цилиндрической части цапфы; 3' - положение роликов после приложения к шарошке радиальной Pr силы бурения со стороны забоя; БВ=ГД - перемещение вдоль действия силы бурения Pr 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 0,5Gr, упругой деформации δ и величины лыски Δл в точке контакта на линии действия силы; О - ось цапфы, где находится и ось шарошки до приложения силы бурения, Ош' и Ол - положение центров кривизны окружности расположения роликов на шарошке после приложения усилия бурения и лыски лапы соответственно; Rц-Rл-Rш - радиус кривизны основной части цапфы, лыски лапы и окружности расположения роликов на шарошке соответственно; остальные обозначения, как и на фиг. 1.In FIG. 2 shows a cross-section of the paths of a cone and a pin of a paw of a large bearing, where 8 is a track of a pin of a paw with a diameter of the main cylindrical part 2R c , 9 is the inner circumference of the location of the rollers on the track of the cone under the action of centrifugal force from rotation of the cone to application of load; 10 - circumference of the location of the rollers 3 'after the application of full load P r ; 11 is a portion of a trunnion LL ', forming a flat on a trunnion of a leg along an arc with a radius of R l with a clearance Δ l from the main cylindrical part, 12 is a darkened area of the gap formed by a flat with a circle of the main cylindrical part of the trunnion; 3 'is the position of the rollers after applying to the roller cone radial P r the drilling force from the bottom; BV = GD - movement along the action of the drilling force P r of the circumference of the location of the rollers from position 9 to position 10 from the action of the drilling force, consisting of a movement of the selected gap on the extreme loaded rollers at points B and B 'and their elastic deformation δ from the load; DG - the complete convergence of the paw axle and the rollers along the line of action of the drilling force, consisting of the sum of the initial radial clearance of 0.5 G r , elastic deformation δ and the flatness Δ l at the contact point on the line of action of the force; O - axis of the trunnion, where the cone axis is located before the application of the drilling force, O w 'and O l - the position of the centers of curvature of the circumference of the location of the rollers on the cone after the application of the drilling force and flat legs respectively; R C -R l -R W - the radius of curvature of the main part of the trunnion, flat flats and circumference of the location of the rollers on the roller cone, respectively; the remaining designations, as in FIG. one.

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 0,5Gr, а на лыске зазор на сторону начиная от точек ее сопряжения Л и Л' с основной (базовой) частью монотонно увеличивается до величины Δл+0,5Сr на середине лыски на линии ГД.The bearing support according to the invention operates as follows. Before the load is applied, the rollers under the action of centrifugal forces come into contact with the cylindrical track of the cone 13, while on the main (base) part of the paw pin between the rollers and the pin, a gap is formed on the side 0.5G r , and on the flat side, the gap on the side starting from its points the conjugation of L and L 'with the main (base) part monotonically increases to a value of Δ l + 0.5C r in the middle of the flat on the main line.

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 Ро=P1=Р2=Р3.When a load is applied, the cone moves so that the circumference of the rollers on its track moves from position 9 to position 10 until the gap at the beginning is selected on the rollers located at angles of ± 3ϕ, then ± 2ϕ, ± ϕ (depending on the number of rolling bodies in the zone loading), providing a preload in the rollers underloaded in conventional bearings, while the gap still remains on the central roller, the value of which is part of the total elastic deformation of the node of the order of (0.3-0.5) δ. With a further increase in the load to full working, there is a further deformation of the rollers located at the angles ± 3ϕ, ± 2ϕ, ± ϕ, the gap on the central roller is selected and its loading begins at a higher speed than the rollers at the angles ± 3ϕ, ± 2ϕ, ± ϕ, because along the cross section of the load action, the deformation is equal to the displacement t, and on adjacent rollers, the deformation along the contact normal is only t⋅cos (ϕ, 2ϕ, 3ϕ), as follows from the BVE triangle. Upon reaching the full working load, all the rollers receive the same deformation, and therefore the same load value P o = P 1 = P 2 = P 3 .

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°; Pr=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 LБ=23,4 мм, нагрузка на большой подшипник Рrб=0,8Pr=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 LM=11 мм, нагрузка на малый подшипник Рrм=0,2Рr=15050 Н.An illustration of the practical implementation and the achieved positive result according to this invention, we consider the example of a cone drill bit 250.8 mm, having the following initial technical characteristics: total drilling force on one cone P = 93000 N, angle α = 54 °; P r = P⋅sin54 ° = 75 240 N; large roller bearing: the number of rollers 18, the diameter of the rollers 14 mm, the diameter of the paw pin 67 mm, the diametrical clearance of 0.10 mm, the length of the rollers without chamfers L B = 23.4 mm, the load on the large bearing P rb = 0.8P r = 60,090 N; small roller bearing: the number of rollers is 14, their diameter is 8 mm, the diameter of the paw pin is 28.4 mm, the diametrical clearance is 0.08 mm, the length of the rollers without chamfers L M = 11 mm, the load on the small bearing is P rm = 0.2 P r = 15050 N.

Использованные математические зависимости для расчета параметров лыски лапы, обеспечивающей равномерное распределение контактных напряжений между всеми роликами в нагруженной зоне, представлены ниже:The mathematical dependencies used to calculate the flatness of the paw, providing a uniform distribution of contact stress between all the rollers in the loaded zone, are presented below:

Figure 00000004
Figure 00000004

Параметры опоры долота 250,8 по предлагаемому изобретению и формулы (3-9) для их расчетаThe parameters of the support bit 250.8 according to the invention and formulas (3-9) for their calculation

Figure 00000005
Figure 00000005

Для обычного подшипника с цилиндрической цапфой нагрузка на наиболее нагруженный ролик согласно (1) при Рrб=0,8Pr=60190 Н и Рrм=0,2Рr=15050 Н составит для большого подшипника Р0Б=4,55⋅60190 Н/18=15215 Н и для малого P0M=4,55⋅15050 Н/14=4891 Н.For a conventional bearing with a cylindrical pin, the load on the most loaded roller according to (1) at P rb = 0.8P r = 60190 N and P rm = 0.2P r = 15050 N will be for a large bearing P 0B = 4.55-60190 N / 18 = 15215 N and for small P 0M = 4,55⋅15050 N / 14 = 4891 N.

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 Р1Б=11124 Н и Р1м=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]As shown above by the example of a bit 250.8, in the present invention, with a uniform distribution of the load between all the rollers in the loading zone (7 in the large bearing and 5 in the small), the load on one central roller is P 1B = 11124 N and P 1m = 3717 N , i.e. 1.37 and 1.32, respectively, less than in the known bearings. Based on the fundamental empirical dependence of the fatigue life T contact in roller bearings on the load P [2, p. 112]

Т=(С/Pr)3,333 T = (C / P r ) 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 1,373,333=2,85 или 1,323,333=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.(C is the contact loading capacity, depending on the geometry and properties of the material of the bodies), it follows that a decrease in the load by 1.37 or 1.32 times leads to a probable increase in fatigue life by 1.37 3.333 = 2.85 or 1.32 3.333 = 2.52 times. Thus, when performing flats with a change in radius on the loaded area of the paw axle according to the invention, without changing the design and production technology, the fatigue life of the radial bearings of the bearing is significantly increased 2.5-2.8 times.

Источники информацииInformation sources

1. Патент RU 2269635 С1, МПК Е21В 10/22.1. Patent RU 2269635 C1, IPC Е21В 10/22.

2. В.М. Кошель. Подшипники качения. Минск: Наука и техника, 1993 г.2. V.M. Purse. Rolling bearings. Minsk: Science and Technology, 1993

3. Подшипники качения. Справочник–каталог. Черневский Л.В. и др. М.: Машиностроение, 1997 г.3. Rolling bearings. Reference catalog. Chernevsky L.V. et al. M .: Engineering, 1997

4. Патент RU 02359102 C2, МПК Е21В 10/22.4. Patent RU 02359102 C2, IPC Е21В 10/22.

5. Патент RU 2472915 С1, МПК Е21В 10/22.5. Patent RU 2472915 C1, IPC Е21В 10/22.

Claims (9)

Опора шарошки бурового долота, содержащая два радиальных роликовых подшипника для восприятия радиальных сил бурения, перпендикулярных оси шарошки, опорные торцовые упрочненные поверхности шарошки и лапы для восприятия осевых сил вдоль оси шарошки, разделенные промежуточными антифрикционными шайбами, замковый шариковый подшипник для обеспечения сборки опоры как единый узел, содержащая лапы с цапфами для размещения роликов радиальных подшипников, выполняющими роль внутренних колец для роликов радиальных подшипников, на которых выполнены лыски в зоне действия усилия бурения, отличающаяся тем, что на обеих цапфах лапы для размещения роликов большого и малого подшипников выполнены лыски в виде части цилиндрической поверхности на секторе протяженностью 100-130°, причем глубина ее в средней части определяется выражениемDrill bit cone support, containing two radial roller bearings for the perception of radial drilling forces perpendicular to the cone axis, end face reinforced cones of the cone and paws for axial forces perception along the cone axis, separated by intermediate antifriction washers, a ball lock bearing to ensure assembly of the support as a single unit containing paws with pins to accommodate the bearings of the radial bearings, acting as inner rings for the rollers of the radial bearings, on which there are no flats in the zone of action of the drilling force, characterized in that on both trunnion paws to accommodate the rollers of the large and small bearings flats are made in the form of a part of a cylindrical surface on a sector with a length of 100-130 °, and its depth in the middle part is determined by the expression Δл=(0,5Gr+δ)(1-cosβ)/cosβ,Δ l = (0.5G r + δ) (1-cosβ) / cosβ, и выполнены они по дуге радиусомand they are made in an arc of radius Rл=RЦ+(0,5Gr+δ)/cosβ, гдеR l = R C + (0.5G r + δ) / cosβ, where RЦ – радиус основной базовой части цапфы лапы своего подшипника;R C is the radius of the main base part of the paw axle of its bearing; Gr – радиальный диаметральный зазор в соответствующем подшипнике;G r is the radial diametrical clearance in the corresponding bearing; δ – упругая деформация в равномерно нагруженных роликах усилием бурения по нормали в точке контакта лапы с роликами;δ - elastic deformation in uniformly loaded rollers by the drilling force along the normal at the point of contact of the paw with the rollers; Δл – глубина лыски на ее середине;Δ l - the depth of the flats in its middle; β – угол, на котором расположены крайние нагруженные ролики относительно плоскости действия силы бурения на долоте (половина угла нагруженной зоны своего подшипника).β is the angle at which the extreme loaded rollers are located relative to the plane of action of the drilling force on the bit (half the angle of the loaded zone of its bearing).
RU2017103579A 2017-02-02 2017-02-02 Drilling bit roller cutter support RU2654902C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2017103579A RU2654902C1 (en) 2017-02-02 2017-02-02 Drilling bit roller cutter support

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2017103579A RU2654902C1 (en) 2017-02-02 2017-02-02 Drilling bit roller cutter support

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2654902C1 true RU2654902C1 (en) 2018-05-23

Family

ID=62202393

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2017103579A RU2654902C1 (en) 2017-02-02 2017-02-02 Drilling bit roller cutter support

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2654902C1 (en)

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3384426A (en) * 1965-05-14 1968-05-21 Reed Roller Bit Co Contoured race for roller bearings
SU1627645A1 (en) * 1988-05-31 1991-02-15 Всесоюзный Научно-Исследовательский Институт Экономики Минерального Сырья И Геологоразведочных Работ Bearing for rolling cutter bit
RU2332552C2 (en) * 2006-12-11 2008-08-27 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Самарский государственный технический университет Rock-roller bit bearing structure
RU2359102C2 (en) * 2007-05-02 2009-06-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Самарский государственный технический университет Support of bore cone bit
US20120080230A1 (en) * 2010-10-01 2012-04-05 Element Six Limited Bearings for downhole tools, downhole tools incorporating such bearings, and methods of cooling such bearings
RU2472915C1 (en) * 2011-09-08 2013-01-20 Николай Митрофанович Панин Rolling drilling bit

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3384426A (en) * 1965-05-14 1968-05-21 Reed Roller Bit Co Contoured race for roller bearings
SU1627645A1 (en) * 1988-05-31 1991-02-15 Всесоюзный Научно-Исследовательский Институт Экономики Минерального Сырья И Геологоразведочных Работ Bearing for rolling cutter bit
RU2332552C2 (en) * 2006-12-11 2008-08-27 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Самарский государственный технический университет Rock-roller bit bearing structure
RU2359102C2 (en) * 2007-05-02 2009-06-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Самарский государственный технический университет Support of bore cone bit
US20120080230A1 (en) * 2010-10-01 2012-04-05 Element Six Limited Bearings for downhole tools, downhole tools incorporating such bearings, and methods of cooling such bearings
RU2472915C1 (en) * 2011-09-08 2013-01-20 Николай Митрофанович Панин Rolling drilling bit

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US20080093128A1 (en) Bearing insert sleeve for roller cone bit
CN103890422B (en) It is especially used in the spacer for rolling bearing in wind turbine
US10054164B2 (en) Rolling bearing
CN106369060B (en) Segmented cage for bearings
CN103534497B (en) For the spacer of rolling bearing, the spacer being particularly used in wind wheel machine
CA2603390A1 (en) Non-diametrical multi-contact bearing
JP6571669B2 (en) Improved roller bearing with enhanced stress bearing capacity
CN106870556B (en) Rolling bearing
RU2654902C1 (en) Drilling bit roller cutter support
US10371207B2 (en) Roller bearings
JP2009085273A (en) Cage and manufacturing method for the same
CN108035971A (en) Unilateral bearing
EP3117114B1 (en) System and method for lubricating plain bearings
US2987351A (en) Anti-friction bearings
WO2006098169A1 (en) Solid lubrication roller bearing
US9903412B2 (en) Tapered roller bearing
KR960014633B1 (en) Bearings
US3588206A (en) Bearing construction
US2723169A (en) Bearing construction
JP2006329219A (en) Thrust roller bearing
Schroder et al. Extending bit life through bearing innovations
RU2523872C1 (en) Ball cageless bearing
EP2357372B1 (en) bearing with rolling elements with different diameter
CN101782112A (en) Pure rolling bearing
JP2020046008A (en) Cross roller bearing

Legal Events

Date Code Title Description
MM4A The patent is invalid due to non-payment of fees

Effective date: 20200203