2.4.3 Расчет частоты вращения долота
Частота вращения долота определяется при выполнении условия обеспечения необходимого времени контакта вооружения долота с забоем \9\:
(37)
где: n — частота вращения долота, об\мин;
GД – динамическая составляющая осевой нагрузки на долото.Н;
С =5100 м\с – скорость звука в материале вала забойного двигателя;
КВД – коэффициент, учитывающий мгновенную задержку частоты вращения вала забойного двигателя при вдавливании зуба шарошки долота в породу;
Е = 2,1 10 11 – модуль упругости материала, н\м 2 ;
F – площадь поперечного сечения вала турбобура, м 2 ;
RД –радиус долота. м;
— время контакта, млс;
β — угол между осью долота и осью шарошки.
(38)
где: GСТ – статическая составляющая осевой нагрузки на долото, Н.
(39)
интервал 0-716м:
Расчет остальных интервалов аналогичен. Результаты расчета представлены в таблице 22.
Таблица 22 — Частота вращения долота
2.4.4 Обоснование максимальной величины давлений на выкиде буровых насосов
Максимальная величина давления на выкиде буровых насосов является одним из главных параметров, который определяет работу гидравлического забойного двигателя и оказывает существенное влияние на темп углубления скважины.
Расчет производится по методике (9)
(40)
где: Рmax — максимальная величина давления на выкиде буровых насосов, мПа;
G –осевая нагрузка на долото, ;
GВР – вес вращающихся элементов забойного двигателя, Н;
Fр – площадь поперечного сечения турбинок;
РТ— перепад давления в турбобуре, мПа;
GП— осевая нагрузка на пяту забойного двигателя, меняется в зависимости от твердости пород, GП=+30кН:
(41)
где: dcр – средний диаметр турбинок, Н;
(42)
где: G3 – вес забойного двигателя, Н; b – 0,85 – архимедова сила.
интервал 0-715м:
интервал 715-1830м:
2.5 Обоснование. Выбор и расчет компоновок бурильной колонны
Определяем длину УБТ требуемую для создания нагрузки и придания жесткости КНБК.
где с- скорость звука в материале труб;
Т- период продольных вибраций долота;
— расстояние от забоя до УБТ;
— расстояние от забоя до осевой опоры ГЗД.
Для создания осевой нагрузки применяем УБТС-2. В интервале 0-715 м длину УБТС-2 203х61,5 принимаем 12м, а в интервале 715-1830м и 1830-2560м длину УБТС –2 178х49 принимаем 12м \1\.
Длину секции ПК 127х9 определяем по формуле:
(43)
где: lПК – длина секции ПК (ТБПВ), м;
G – осевая нагрузка на долото, Н;
GУБТ— вес УБТ; GУБТ— =1530 н\м-178 мм;
G3 – вес забойного двигателя, Н;
gПК – вес труб ПК 127х9; gПК=305 н\м
b – коэффициент учитывающий архимедову силу
(44)
где: — плотность материала труб, ПК =7850кг\м 3
Длину секции ЛБТ 147х11 Д16Т находим по формуле \10\.
(45)
где: lЛБТ – длина секции ЛБТ Д16Т, м;
lк – длина бурильной колонны. м;
lУБТ – длина труб УБТ, м;
l3 – длина забойного двигателя, м;
l3 – длина инструмента от забоя до верхней осевой опоры забойного двигателя, м;
Производим расчет по формулам (2.43-2.45):
интервал 0-715 м:
Длину секций труб ПК принимаем равным lПК=144м или 6 секций.
интервал 715- 1830 м:
Максимально необходимую длину секций труб ТБПВ принимаем равным lПК=96 м или 4 свечи.
интервал 1830-2560 м:
Для бурения интервала на эксплуатационную колонну длину секций труб ПК принимаем равным lПК=600м или 26 секций.
При расчете длин секций ЛБТ принимаются во внимание удлинение ствола скважины из-за профиля скважины.
Интервал 0-715 м:
Длину секций ЛБТ принимаем равным lЛБТ=456м или 19 свечей.
Интервал 715-1830 м:
Длину секций ЛБТ принимаем равным lЛБТ=1000м или 40 свечей.
Интервал 1830-2560 м:
по стволу скважин:
Длину секций ЛБТ принимаем равным lЛБТ=2000м или 80 свечей.
Расчёт колонны на прочность проводим для турбинного бурения по методике
/5/. Определяем растягивающие напряжения в верхнем сечении колонны
при наиболее тяжелых условиях, когда колонна поднимается из искривлённой части скважины с большей скоростью при циркулирующей жидкости по формуле:
, (46)
где =1,3-коэффициент динамичности при СПО с включенными буровыми насосами /5/.
— площадь поперечного сечения типа ЛБТ.
— площадь поперечного канала труб /6/.
— силы трения колонны о стенки скважины /5/.
После расчёта необходимо проверить выполняется ли следующее условие:
(47)
где =274 МПа.-предел текучести сплава Д16-Т из которого изготовлен ЛБТ.
=1,3- коэффициент запаса прочности /6/.
Если приведённое условие не выполняется , то необходимо перекомпоновка и соответственно перерасчёт колонны на прочность.
Расчеты приведены в таблице 23.
Таблица 23 — Прочность бурильной колонны
Расчет геометрических параметров зубчатой передачи ротор-статор винтового забойного двигателя Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»
ВИНТОВОЙ ЗАБОЙНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ / ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА / РОТОР / СТАТОР / НАТЯГ / ПРОФИЛЬ ЗУБЬЕВ / ОГИБАЮЩАЯ / РАСЧЕТ / POSITIVE DISPLACEMENT MOTOR / GEAR TRANSMISSION / ROTOR / STATOR / INTERFERENCE / TEETH PROFILE / CIRCUMFLEX / CALCULATION
Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Коротаев Юрий Арсеньевич, Голдобин Дмитрий Анатольевич, Алпатов Алексей Николаевич
Рассмотрены особенности конструкции винтового забойного двигателя и требования, предъявляемые к зубчатой передаче роторстатор. Описана методика расчета основных геометрических параметров и профиля зубьев ротора и статора с учетом разной величины диаметрального натяга в зацеплении и натяга по боковым сторонам зубьев ротора . Даны рекомендации по выбору числа зубьев ротора и статора и величины смещения исходного контура рейки при построении профиля зубьев статора .
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Коротаев Юрий Арсеньевич, Голдобин Дмитрий Анатольевич, Алпатов Алексей Николаевич
Особенности проектирования и расчета многозаходных винтовых героторных механизмов мультифазных насосов
Исследование систематических погрешностей зацепления героторного механизма, спрофилированного от исходного контура рейки
Особенности технологии гидроштамповки зубчатых оболочек для роторов и статоров винтовых двигателей и насосов
Влияние конструктивных параметров винтовых забойных двигателей на их энергетические характеристики
Особенности глобоидного зацепления при обработке сложнопрофильных винтовых поверхностей
i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
CALCULATION FOR ROTOR AND STATOR GEAR TRANSMISSION GEOMETRICAL PARAMETERS IN POSITIVE DISPLACEMENT MOTORS
Peculiarities of a positive displacement motor design and requirements to the rotor-and-stator gear transmission are considered in the paper. The calculation method of main geometrical parameters as well as the rotor and stator teeth profile are described taking into consideration a different value of the diametric interference in the gearing on the sides of rotor teeth. Recommendations on how to choose the rotor and stator teeth number and also the value of displacement of the rack original displacement when designing a stator teeth profile are given.
Текст научной работы на тему «Расчет геометрических параметров зубчатой передачи ротор-статор винтового забойного двигателя»
СОВРЕМЕННЫЕ МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ, ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ПРИВОДОВ
УДК 621.833; 622.24
РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РОТОР-СТАТОР ВИНТОВОГО ЗАБОЙНОГО
Ю.А. Коротаев, Д.А. Голдобин, А.Н. Алпатов
Рассмотрены особенности конструкции винтового забойного двигателя и требования, предъявляемые к зубчатой передаче ротор- статор. Описана методика расчета основных геометрических параметров и профиля зубьев ротора и статора с учетом разной величины диаметрального натяга в зацеплении и натяга по боковым сторонам зубьев ротора. Даны рекомендации по выбору числа зубьев ротора и статора и величины смещения исходного контура рейки при построении профиля зубьев статора.
Ключевые слова: винтовой забойный двигатель, зубчатая передача, ротор, статор, натяг, профиль зубьев, огибающая, расчет.
В качестве основного узла современных винтовых забойных двигателей (ВЗД) используется многозаходная зубчатая передача ротор-статор [1, 2, 3]. Двигатель является не только гидравлической машиной, но и планетарным редуктором внутреннего зацепления с большим передаточным числом, равным числу зубьев ротора. За счет этого обеспечивается рациональная энергетическая характеристика, сочетающая высокий крутящий момент со сниженной частотой вращения долота. У зубчатой передачи ВЗД число зубьев ротора меньше на единицу числа зубьев статора, торцовые профили зубьев статора и ротора очерчены непрерывными выпукловогнутыми циклодообразными кривыми. Особенностью технологии изготовления таких зубчатых передач является то, что из-за большой длины героторных механизмов зубья статора выполняются на обкладке из резины, привулканизованной к внутренней стенке металлического корпуса статора. Зубчатая поверхность статора формируется сердечником в специальной пресс-форме. Зубья роторов и сердечников пресс-форм фрезеруются и полируются на специальных зубообрабатывающих станках [1].
По условиям работы к зубчатым передачам резинометаллическим статором предъявляются следующие требования.
1. Кривые, которыми очерчиваются зубья статора и ротора в торцовом сечении, должны обеспечивать одновременное касание зубьев статора со всеми зубьями ротора во всех фазах зацепления.
2. Зубчатая передача должна иметь натяг в зацеплении, необходимый для создания уплотнения и ликвидации утечек промывочной жидкости, повышения крутящего момента, КПД и долговечности передачи.
3. Форма зубьев статора и ротора должна быть такая, чтобы обеспечивались наибольшая нагрузочная способность каждого зуба зацепления при допустимых величинах контактных напряжений.
4. Профили зубьев ротора и статора должны обеспечивать возможность их обработки без подрезов и интерференции.
Исходя из вышеперечисленных требований к форме зубьев статора и ротора профилирование зацепления зубчатых передач представляет собой сложную задачу, от решения которой во многом зависит долговечность и стоимость изготовления винтовых забойных двигателей.
На основании многолетнего опыта проектирования и изготовлении ВЗД и проведенных исследований разработаны научные основы профилирования зацепления ВЗД и методика расчета геометрических параметров зубчатой передачи ротор-статор с учетом требуемого натяга в зацеплении.
При проектировании зубчатой передачи ВЗД обычно заданы следующие исходные данные: расход рабочей жидкости Q, частота вращения ротора в режиме максимальной мощности праб; момент силы на выходном валу в режиме максимальной мощности М; радиус впадин зубьев статора
Расчет основных геометрических параметров выполняется в следующем порядке.
Рассчитывается рабочий объем q по формуле [1,3]
где по— объемный КПД, который для предварительных расчетов можно принять равным по = 0,8 [3].
Выбирается число зубьев z1 статора исходя из заданной частоты вращения ротора праб. Рекомендуемые числа зубьев статора приведены в табл. 1, 2.
Рекомендуемое число зубьев статора ВЗД диаметром 172. 240 мм
Праб, мин»1 8 О 2 о 2 о 8 о 180. 250
Zl 0 8 чо 8 4 чо
Рекомендуемое число зубьев статора ВЗДдиаметром 43. 127мм
«раб, мин»1 2 О 8 О 180.240 240.400
Рассчитывается межосевое расстояние героторного механизма а№ . При расчете межосевого расстояние сначала назначается величина смещения Ах1 исходного контура рейки. Для предварительных расчетов рекомендуется принимать величину смещения ИКР Ах1 = (-1.0)а^
Межосевое расстояние героторного механизма а^ рассчитывается по формуле
При Ах1= 0 формула (2) принимает вид
w 1,175 • г1 + 2 w
При Ах1= — а„ формула (2) принимает вид
Рассчитывается величина смещения Ах1 исходного контура рейки относительно инструментальной окружности статора по формуле [3]
А Х1 = Яу1 — 2aw — щ. (5)
От величины смещения ИРК зависит форма зубьев статора, ротора и эксплуатационная характеристика героторного механизма. При смещении ИКР к оси статора (отрицательное смещение ИКР) зубья статора приближаются к начальным окружностям и оси статора. Чем больше величина смещения, тем зубья статора ближе к начальным окружностям оси статора. Это позволяет уменьшить скорости скольжения зубьев статора относительно зубьев ротора и повысить КПД зубчатой передачи. Однако с увеличением отрицательного смещения уменьшается изгибная жесткость зубьев статора.
При смещении ИКР от оси статора (положительное смещение ИКР) зубья статора удаляются от начальных окружностей и оси статора. Чем больше величина смещения, тем зубья статора дальше от начальных окружностей и оси статора. Это позволяет повысить изгибную жесткость зубьев статора, но при этом увеличивается скорость скольжения зубьев статора относительно зубьев ротора и их износ, а также снижается КПД зубчатой передачи.
Радиусы Rw1, Rw2 начальных окружностей статора и ротора [1]
Rw1 = a • Z1; Rw2 = a • z2. (6)
Радиусы rw1, rw2 инструментальных окружностей статора и ротора
rw1 = r • z1; rw2 = r • z2. (7)
Радиус вершин Ra1 зубьев статора [1]
Радиусы вершин Ra2 и впадин Rf2 зубьев ротора [1]
Ra2 = Ra1 + aw + SR ; Rf 2 = Ra2 — h . (9)
Координаты xpt, ypt и угол профиля apt исходного контура рейки [1]
xrt = -r + a • cosyrt + Гц • sinart; (10)
yrt = r •Ш rt — a •sin Ш rt + гц • cos a rt.
Координаты xb yb r1 и углы S1, v1, ^1 номинального профиля а зубьев статора (рис. 1) [1]
x1 = (xrt + rw1 + Ax1) •cos Ф1 — (yrt — rw1^1) • sin Ф1;
У1 =(xrt+rw1 + Ax1) •sin Ф1 +(yrt- rwm) •cos Ф1;
yrt — (xrt +Ax1)ctgart .
r1 = Vxl2 + У\2 ; §i = arctg(>i/xi); v = art-фг; ^ =vi + 8j. Координаты xoc, yoc, roc и углы 5oc, ^oc, voc профиля б зубьев огибаю щей статора (см. рис. 1) [1]
xoc = x1 ■ cos<>o2 — Фо1) — У1 ■ sin<>o2 — Фо1) — aw ■ cos Фо2 ;
Уос = x1 sin(Фo2 — Фo1) + У1 ■ cos(Фo2 — Фo1) — aw ■ sin Фo2 ;
= V xœ+ylc ; §oc = arctg(yoc/xoc );
rOC = V XOC + yoc ; Soc = arctg( yoclXacJ,
Coc = V1 — Soc — (фо2 — фо1) ; voc = Coc — Soc ;
Рис. 1. Торцовые профили зубьев статора (а), огибающей статора (б), эквидистанты огибающей статора (в), ротора (г)
Координаты Х2 , У2 Г 2 и углы ^2, v2, 62 в текущей точке С торцового профиля г зубьев ротора (рис. 2)
Х2 = ХОС + SR • sin Voc + Xsi ‘ sin Voc ; y2 = yoc + SR •cos Voc + Xsi •cos Voc; (13)
S2 = arctgУ2ІХ2); Г2 =Vx^ + У22 ; V2= vo; ^2 =V2 + S2,
где Xsi — расстояние от эквидистанты огибающей статора в до текущей
точки торцового профиля г ротора рассчитывается по формуле
Xsi =Sb ■sin2(z2 -Soc). (14)
Площадь S проходного сечения пары «ротор-статор» [1, 3]
где Si и S2 — площади, ограниченные номинальным профилем статора и ротора. Эти площади рассчитываются методом численного интегрирования или с использованием программы AutoCAD.
Рис. 2. Схема построения торцового профиля зубьев ротора:
1 — огибающая профиля статора; 2 — эквидистанта огибающей статора; 3 — торцовый профиль ротора
Осевой шаг зубьев статора [1]
i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
Угол наклона Р^ винтовой линии зубьев на инструментальном диаметре статора
Из опыта изготовления ВЗД известно, что при р^ больше 30° возникают незапуски двигателя. Поэтому, если при расчете по формуле (17) угол получился больше 30°, то необходимо изменить величину межо-
севого расстояние аш и (или) число зубьев z1 статора и повторить расчеты.
С учетом принятого значения Рх рассчитывается угол р^ наклона винтовой линии по формуле (17), рабочий объем q — по формуле (16) и
число оборотов ротора по формуле (1).
Перепад давления в зубчатой передаче [3]
Гидромеханический КПД пгм= 0,55, т.е. расчет ведется для рабочего режима двигателя с КПД п = По • Пгм = 0,8 • 0,55 = 0,44.
Число ходов винтовых линий k и длина L зубчатых поверхностей статора и ротора [3]
В работе [3] рекомендуется принимать [Рк] =0,25 — 0,5 МПа. Однако, в связи с большим диапазоном рекомендуемого значения [Рк] расчеты по формулам (19) могут дать неверный результат из-за неправильно выбранного [Рк]. Поэтому величину [Рк] целесообразно рассчитывать с использованием результатов стендовых испытаний наиболее близких аналогов ге-роторных механизмов. Зная величину давления в режиме максимальной мощности и геометрические параметры аналога можно рассчитать величину [Рк] по формулам (19).
Если L превышает максимально допустимое значение, ограниченное технологическими возможностями изготовления героторного механизма, то необходимо выполнить корректировку геометрических параметров героторного механизма или рассмотреть возможность перехода на секционную конструкцию.
Разработанная методика расчета геометрических параметров зубчатой передачи ротор-статор внедрена при проектировании и производстве винтовых забойных двигателей в ООО «ВНИИБТ Буровой инструмент». Использование методики и результатов исследований позволило значительно повысить энергетические характеристики и долговечность основного узла ВЗД.
1. Коротаев Ю.А. Технологическое обеспечение долговечности многозаходных винтовых героторных механизмов гидравлических забойных двигателей. М.: ВНИИОЭНГ, 2003. 260 с.
2. Патент РФ № 2232317 на изобретение МПК F16H1/32, F16H55/08 Героторный механизм винтовой гидромашины / А.В. Цепков, Ю.А. Коротаев. Опубл. 10.07.2004. Бюл. № 19.
3. Балденко Д.Ф., Балденко Ф.Д., Гноевых А.Н. Одновинтовые гидравлические машины. М.: ООО «ИРЦ Газпром», 2007. Т. 2. 470 с.
Коротаев Юрий Арсеньевич, д-р техн. наук, главный научный сотрудник, ykorotaev@integra. ru, Россия, Пермь, ООО «ВНИИБТ-Буровой инструмент»,
Голдобин Дмитрий Анатольевич., канд. техн. наук, руководитель группы по мультифазным насосным установкам, dxlohincuntexra. ru, Россия, Пермь, ООО «ВНИИБТ-Буровой инструмент»,
Алпатов Алексей Николаевич, ведущий инженер, aalpatova.integra. ru, Россия, Пермь, ООО «ВНИИБТ-Буровой инструмент»
CALCULATION FOR ROTOR AND STATOR GEAR TRANSMISSION
GEOMETRICAL PARAMETERS IN POSITIVE DISPLACEMENT MOTORS
Yu.A.Korotayev, D.A.Goldobin, A.N.Alpatov
Peculiarities of a positive displacement motor design and requirements to the rotor-and-stator gear transmission are considered in the paper. The calculation method of main geometrical parameters as well as the rotor and stator teeth profile are described taking into consideration a different value of the diametric interference in the gearing on the sides of rotor teeth. Recommendations on how to choose the rotor and stator teeth number and also the value of displacement of the rack original displacement when designing a stator teeth profile are given.
Key words: positive displacement motor, gear transmission, rotor, stator, interference, teeth profile, circumflex, calculation.
Korotayev Yury Arsenyeyich, doctor of technical sciences, chief researcher, ykorotaeva.integra. ru, Russia, Perm, JSC «VNIIBT-Burovoy instrument»,
Goldobin Dmitry Anatolyevich. candidate of technical sciences, head of group on the multiphase pump installations, dgoldobina.integra.ru, Russia, Perm, JSC «VNIIBT-Burovoy instrument»,
Alpatov Alexey Nikolaevich, leading engineer, aalpatov@integra.ru, Russia, Perm, JSC «VNIIBT-Burovoy instrument»
Методика определения параметров режима бурения наклонно прямолинейных участков скважины винтовыми забойными двигателями Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»
Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Литвиненко В.С., Двойников М.В.
В статье представлены результаты исследований возможности повышения эффективности бурения наклонно прямолинейных участков скважин винтовыми забойными двигателями (ВЗД) при комбинированном способе бурения с вращением колонны бурильных труб (КБТ). Цель обеспечение устойчивой работы ВЗД при одновременном вращении КБТ за счет снижения амплитуды колебаний регулированием параметров режима бурения на основе математического моделирования системы ВЗД КБТ. Приведены результаты экспериментальных исследований по определению экстремумов распределения поперечных и осевых колебаний корпуса ВЗД в зависимости от геометрических параметров героторного механизма и режимов, обеспечивающих устойчивую эксплуатацию. Концептуально изложены подходы к разработке математической модели и методики, позволяющей определить диапазон автоколебаний системы ВЗД КБТ и границы вращательного и поступательного волнового возмущения для разнородного стержня с установленным ВЗД при бурении наклонно прямолинейных участков скважины. Данная математическая модель динамики системы ВЗД КБТ дает возможность прогнозировать оптимальные параметры режима бурения направленных скважин, обеспечивающих устойчивую работу компоновки низа бурильной колонны .
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Литвиненко В.С., Двойников М.В.
Обоснование выбора параметров режима бурения скважин роторными управляемыми системами
Исследования технико-технологических параметров бурения наклонных скважин
Технические и технологические решения, обеспечивающие устойчивую работу винтового забойного двигателя
Стимулирование процесса бурения верхним силовым приводом с использованием винтового забойного двигателя
Турбинно-роторный способ бурения. Возможность применения компоновок, имеющих некоторый угол перекоса
i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Methodology for determining the parameters of drilling mode for directional straight sections of well using screw downhole motors
Article presents results of study on possibility of increasing the efficiency of drilling directional straight sections of wells using screw downhole motors (SDM) with a combined method of drilling with rotation of drilling string (DS). Goal is to ensure steady-state operation of SDM with simultaneous rotation of DS by reducing the amplitude of oscillations with adjusting the parameters of drilling mode on the basis of mathematical modeling for SDM DS system. Results of experimental study on determination of extrema distribution of lateral and axial oscillations of SDM frame depending on geometrical parameters of gerotor mechanism and modes ensuring stable operation are presented. Approaches to development of a mathematical model and methodology are conceptually outlined that allow determining the range of self-oscillations for SDM DS system and boundaries of rotational and translational wave perturbations for a heterogeneous rod with an installed SDM at drilling directional straight sections of well. This mathematical model of SDM DS system’s dynamics makes it possible to predict optimal parameters of directional drilling mode that ensure stable operation of borehole assembly.
Текст научной работы на тему «Методика определения параметров режима бурения наклонно прямолинейных участков скважины винтовыми забойными двигателями»
Методика определения параметров режима бурения.
Методика определения параметров режима бурения наклонно прямолинейных участков скважины винтовыми забойными двигателями
В. С.ЛИТВИНЕНКО, М.В.ДВОЙНИКОВи
Санкт-Петербургский горный университет, Санкт-Петербург, Россия
В статье представлены результаты исследований возможности повышения эффективности бурения наклонно прямолинейных участков скважин винтовыми забойными двигателями (ВЗД) при комбинированном способе бурения с вращением колонны бурильных труб (КБТ). Цель — обеспечение устойчивой работы ВЗД при одновременном вращении КБТ за счет снижения амплитуды колебаний регулированием параметров режима бурения на основе математического моделирования системы ВЗД — КБТ.
Приведены результаты экспериментальных исследований по определению экстремумов распределения поперечных и осевых колебаний корпуса ВЗД в зависимости от геометрических параметров героторного механизма и режимов, обеспечивающих устойчивую эксплуатацию.
Концептуально изложены подходы к разработке математической модели и методики, позволяющей определить диапазон автоколебаний системы ВЗД — КБТ и границы вращательного и поступательного волнового возмущения для разнородного стержня с установленным ВЗД при бурении наклонно прямолинейных участков скважины. Данная математическая модель динамики системы ВЗД — КБТ дает возможность прогнозировать оптимальные параметры режима бурения направленных скважин, обеспечивающих устойчивую работу компоновки низа бурильной колонны.
Ключевые слова: бурение скважин; винтовой забойный двигатель; вибрация; бурильная колонна
Как цитировать эту статью: Литвиненко В.С. Методика определения параметров режима бурения наклонно прямолинейных участков скважины винтовыми забойными двигателями / В.С.Литвиненко, М.В.Двойников // Записки Горного института. 2020. Т. 241. С. 105-112. DOI: 10.31897/PMI.2020.1.105
Введение. При бурении протяженных наклонно направленных и горизонтальных участков скважин с применением двигателей объемного принципа действия часть осевой нагрузки на долото не передается, что обусловлено силой трения, возникающей между стенками скважины и бурильным инструментом [2].
Для обеспечения требуемой нагрузки на долото в производстве используется комбинированный способ бурения. Особенность способа заключается в совместной эксплуатации колонны бурильных труб (КБТ) и винтового забойного двигателя (ВЗД) [9]. В процессе их совместной работы в зависимости от типа ВЗД, его энергетических характеристик и КБТ, представляющих собой упругий несбалансированный стержень, могут возникать крутильные, поперечные и осевые колебания [4, 6, 10].
Необходимо отметить, что ВЗД, расположенный в нижней части КБТ, имеет собственные биения корпуса, природа возникновения которых связана с работой его силовой секции, представленной планетарным редуктором. Причем частота, амплитуда и направление биений корпуса зависят от конструкции героторного механизма, гидравлической составляющей потока бурового раствора, а также нагрузки на долото [3].
Для определения параметров режима бурения скважин комбинированным способом требуется разработка методики, позволяющей на основе математического моделирования упругих свойств напряженно-деформированного состояния КБТ и характеристик ВЗД обеспечить прогноз и управление устойчивой работы компоновки низа бурильной колонны (КНБК) [11, 12].
Методика и результаты исследований. Устойчивость эксплуатации ВЗД характеризуется режимом работы силовой секции, при котором отсутствует интенсивное снижение частоты вращения ротора с увеличением момента на валу двигателя [1].
Известно, что ось ротора вращается вокруг собственной оси, а также совершает переносное движение вокруг оси статора, направленное против часовой стрелки. Причем частота переносного (планетарного) вращения оси ротора относительно оси статора выше частоты вращения ротора вокруг собственной оси.
Методика определения параметров режима бурения.
Угловая скорость вращения оси ротора относительно оси статора, определяющая частоту биений корпуса,
где — число зубьев ротора; юг — угловая скорость вращения ротора вокруг собственной оси.
Биения корпуса двигателя зависят от инерционных Fин и гидравлических Fг сил, действующих на ротор,
где Минд — индикаторный момент; е — эксцентриситет; и z2 — количество зубьев статора и ротора; т — масса ротора; ю — угловая скорость.
Во время запуска двигателя возникает перекашивающий момент, обуславливающий нестабильность перекатывания ротора по зубьям статора и приводящий к дополнительным биениям корпуса ВЗД.
Перекашивающий момент равен
где D — диаметр статора по впадинам зубьев; Рд — перепад давления; t — шаг ротора.
Экспериментальные исследования биений корпуса двигателя выполняются на стенде. Стенд оборудован автоматической системой управления, обеспечивающей в режиме реального времени вывод на панель персонального компьютера основных энергетических характеристик ВЗД. Для исследования биений двигателя на корпусе устанавливаются датчики измерения колебаний.
Результаты исследования виброускорения и амплитуды колебаний корпуса двигателя при разных режимах работы показаны на рис.1.
На основе экспериментальных исследований определена частота вращения вала, обеспечивающая минимальные поперечные колебания и оптимальные осевые биения двигателя.
Моделирование работы инструмента осуществляется на усовершенствованной математической модели Е.К.Юнина и В.К.Хегая [8].
При бурении скважины требуется определить сочетание нагрузки на долото по глубине Р и частоты вращения ротора п0 таким образом, чтобы время бурения t заданного интервала было минимальным при условии оптимальных энергетических затрат [7].
КБТ представим в виде составного стержня, включающего участок длиной L1 с наружным и внутренним диаметрами DL , dL , участок утяжеленных бурильных труб (УБТ) длиной L2 с наруж-
ным и внутренним диаметрами DL , dL^ и участок, представленный корпусом ВЗД и навигационной системой длиной L3 и диаметрами DL , dL^. Текущая глубина скважины H = L1 + L2 + L3 в
процессе бурения некоторого интервала увеличивается за счет углубления забоя. При этом будем считать, что L2, L3 = const, а за счет наращивания L1 + AL возрастает величина H.
1 2 2 2 3 Место установки датчика
Продольные вибрации корпуса ВЗД
1 1 1 2 2 2 3 3 Место установки датчика
Поперечные вибрации корпуса ВЗД
Рис. 1. Амплитуда (а) и виброускорение (б) корпуса в зависимости от места установки датчика на корпусе двигателя 1 — верхний переводник ВЗД; 2 — середина активной части рабочих органов ВЗД; 3 — верхний переводник шпинделя
Методика определения параметров режима бурения.
52 е[0,L2] d2 В-В D2
Рис.2. Расчетная схема исследования вращательных и поступательных колебаний работы системы ВЗД — КБТ
Примем, что участки изготовлены из различных материалов. Поэтому первому, второму, третьему участку соответствует скорость распространения вращательных колебаний соответственно X^, XЬ , XЬ , скорость распространения поступательных колебаний соответственно
Xь, Xьг, Xьъ. Расчетная схема для анализа поведения бурильной колонны при вращательном и
поступательном движении представлена на рис.2.
Дифференциальное уравнение вращательного и поступательного движения составного разнородного стержня с граничными и начальными условиями [5]:
д 2 Ф, , , (дф, 1 л 2 д2 ф,
i Не можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
д? Х1 1 д? ) Ь д52
д? ^1 д? ) АЬ2 дs2 21 21
^ + Г^Из 1 = хЦ ^, sз е[0,Ьз]. д? ^ 1 д? ) ^ 2 1 ]
Граничные условия для вращательного и поступательного движения:
51 = 0; ф = п0?; М = G1/1
= Ь,; = 0; G1J1 ^ = G-/- дф
51 = Ь,; = 0; Е^,—1 = ЕР
дИ1 = Е Р дИ2 —E-P-——
51 = Ь,; = 0; ф1 = ф2,
Методика определения параметров режима бурения.
52 = L2■ 5Ъ = 0; G2J2 ^ GзJз дфз
52 = L2; Sз = 0; Е2Р2——2 = EзFз^P3,
52 = Lз; 5з = 0; ф2 = фз,
53 = Lз; GзJз дфз = -Мн(Р, Пн).
52 = Lз; 5з = 0; щ = из,
53 = Lз; EзFз ^ = Р(пн).
Начальные условия для вращательного движения при t = 0:
Винтовые забойные двигатели (ВЗД)
Винтовой забойный двигатель (screw downhole motor) — гидравлический забойный двигатель объемного типа, многозаходные рабочие органы которого выполнены по схеме героторного планетарного механизма, приводимого в действие за счет энергии промывочной жидкости.
Винтовые забойные двигатели предназначены:
- для бурения наклонно-направленных, глубоких, вертикальных, горизонтальных и других скважин;
- для разбуривания песчанных пробок, цементных мостов, солевых отложений и тд. Применяется в нефтегазовой и нефтегазодобывающей областях
Диаметр винтовых забойных двигателей обычно составляет 54-230 мм, они применимы в бурении и капитальном ремонте скважин (КРС).
Винтовые забойные двигатели имеют в своем составе:
- шарошечные долота
- Безопорные долота
- бурильные головки (обеспечивают требуемый зазор мажду корпусом двигателя и стенками скважин)
ВЗД эксплуатируются при использовании буровых растворов плотностью не более 2000 кг/м 3 , включая аэрированные растворы (и пены при КРС), с содержанием песка не более 1 % по весу, максимальным размером твердых частиц не более 1 мм, при забойной температуре не выше 373 К.
По принципу действия ВЗД является объемной (гидростатической) машиной, многозаходные рабочие органы которой представляют собой планетарно-роторный механизм с внутренним косозубым зацеплением.
Односекционные ВЗД типа Д включают двигательную и шпиндельную секции и переливной клапан, корпусы которых соединяются между собой с помощью конических резьб (рисунок).
Рабочими органами двигательной секции являются многозаходные винтовые ротор и статор. Внутри стального статора привулканизирована резиновая обкладка с винтовыми зубьями левого направления. На наружной поверхности стального ротора нарезаны зубья того же направления. Число зубьев ротора на единицу меньше числа зубьев статора, а отношение шагов винтовых линий пропорционально числу зубьев.
Узел соединения ротора и выходного вала шпинделя, который может быть выполнен в виде двухшарнирного карданного соединения или гибкого вала, предназначен для преобразования планетарного движения ротора в соосное вращение вала шпинделя и передачи осевой гидравлической силы с ротора на подшипник шпинделя.
С целью уменьшения угла перекоса шарниры разнесены по длине и соединены между собой по конусным поверхностям посредством промежуточной (соединительной) трубы. Присоединение карданного вала к ротору и валу шпинделя достигается с помощью конусно-шлицевых соединений. Благодаря такой конструкции на выходной вал двигателя передается высокий момент силы при низкой его частоте вращения, а также обеспечивается высокая долговечность и надежность работы двигателя, что позволяет эффективно использовать его в сочетании с современными высокопроизводительными долотами с герметизированными маслонаполненными опорами при сравнительно высоких осевых нагрузках.
Шпиндельная секция ВЗД различных типоразмеров имеет отличительные особенности и в общем виде включает корпус, выходной вал, осевую опору — многорядный упорно-радиальный подшипник качения и радиальные резинометаллические опоры.
На нижнем конце выходного вала установлен наддолотный переводник для соединения вала с долотом.
Для применения гидромониторных долот с целью снижения утечек бурового раствора в опорном узле двигателя монтируется уплотнение (сальниковое устройство торцевого типа с твердосплавными уплотняющими элементами), обеспечивающее бурение при перепадах давления на долоте до 8. 10 МП а.
Переливной клапан служит для сообщения внутренней полости бурильной колонны с затрубным пространством в процессе проведения спуско-подъемных операций в скважине с целью снижения гидродинамического воздействия па проходимые породы при спуске и подъеме бурильной колонны, исключения холостого вращения вала двигателя и потерь бурового раствора при указанных операциях.
Основные конструктивные параметры односекционных ВЗД типа Д и их энергетические характеристики при различных расходах бурового раствора плотностью 1000 кг/м3 (на воде) приведены в табл. 104.
ВЗД разработаны на уровне лучших мировых образцов. Большинство отечественных конструкторских и технологических решений выполнены на уровне изобретений, защищены авторскими свидетельствами и запатентованы во многих зарубежных странах.
Секционные винтовые забойные гидравлические двигатели типа ДС (ДС-195) предназначены для бурения вертикальных и наклонно направленных скважин различного назначения с использованием буровых растворов при температуре не выше 373 К.
Поскольку энергетическая характеристика односекционного ВЗД ухудшается по мере износа рабочих винтовых пар и при зазоре в них свыше 1,0 мм, применение такого двигателя становится практически нецелесообразным, то секционирование рабочих органов, в т. ч. с повторным использованием отработанных винтовых пар, является одним из наиболее перспективных направлений повышения долговечности винтовых пар — межремонтного периода работы ВЗД в целом. Последнее обстоятельство обусловливается тем, что при таком конструктивном решении снижаются удельные нагрузки в рабочей паре, а требуемый момент силы на выходном валу обеспечивается при сниженном расходе бурового раствора, вследствие чего уменьшается износ рабочих пар. Благодаря этому расширяется область эффективного применения ВЗД в районах с осложненными условиями бурения с промывкой буровыми растворами различных типов: от облегченных (аэрированных) до утяжеленных.
(1) — Павловский машиностроительный завод им. Мясникова. (2) — Кунгурский машиностроительный завод. (3) — Пермский машинострои-тельный завод им. Ленина.
(4) — Бердичевский машиностроительный завод. (5) — Производство Пф ВНИИБТ.
(6) — Производство ВНИИБ. (Экспериментальный и Опытный заводы).
Секционный забойный двигатель ДС-195 собирается в промысловых условиях из двух-трех двигательных секций, состоящих из винтовых пар серийных двигателей Д 1-195 и одной шпиндельной секции с шаровой или резинометаллической опорой. Они выпускаются наружным диаметром 195 мм и применяются при бурении скважин шарошечными и безопорнымн долотами различных типоразмеров и серий в соответствии с рекомендуемыми технологически требуемыми зазорами между корпусом этих двигателей и стенками скважин в конкретных геолого-технических условиях месторождений.
Для секционирования рабочих органов двигателя разработаны различные варианты сочленения роторов и статоров и приспособления для осуществления их сборки. Конструктивное исполнение секционных винтовых двигателей может быть следующим:
? сборка с ориентированием рабочих органов по винтовой линии с жестким соединением статоров и роторов с помощью переводника (рисунок);
? сборка без ориентирования рабочих органов с жестким соединением статоров и соединением роторов с помощью шарнира (рисунок) или гибкого вала (рисунок).
Сочленение на конусах может быть надежным при выполнении обязательного условия установки сверху винтовой пары с меньшим зазором, т. е. верхняя секция должна быть ведущей. В противном случае возможен подъем верхней секции ротора и рассоединение конусов и, как следствие, нарушение сочленения.
Для соединения ротора двигательной секции с валом шпиндельной секции может применяться карданный или гибкий вал.
Секционный двигатель позволяет работать при перепадах давления в насадках используемых долот до 8. 10 МПа.
Основные конструктивные параметры секционных ВЗД типа Д2 и их энергетические характеристики при различных расходах бурового раствора плотностью 1000 кг/м3 (на воде) приведены в табл. 104.
Изготовители: См. табл. 104
Винтовые забойные двигатели с полым ротором (рисунок). Отличительной особенностью этих двигателей является выполнение полого ротора и соединение ротора с валом шпинделя через торсион, размещенный внутри ротора. Ротор изготавливается из трубной заготовки методом фрезерования или еще более перспективным методом штамповки из тонкостенной трубы.
Уменьшение массы ротора и применение торснона, размещенного в роторе, позволили уменьшить длину и массу двигателей на 10. 15 %, а также существенно (в 3. 4 раза) увеличить стойкость узла соединения ротора с валом двигателя. Кроме того, такая конструкция двигателя позволяет улучшить энергетическую характеристику двигателя, повысить его КПД и в 2. 4 раза снизить уровень вибраций двигателя.
За счет унификации присоединительных элементов рабочих органов и торсиона эти двигатели могут быть секционированы, что позволяет повысить момент силы на валу и мощность, а также значительно увеличить срок службы рабочих органов.
В двигателях применяется простой и надежный переливной клапан манжетного типа.
Технические решения, использованные в конструкции ВЗД, защищены авторскими свидетельствами и патентами во многих странах.
Основные конструктивные параметры ВЗД с полым ротором и их энергетические характеристики при различных расходах бурового раствора плотностью 1000 кг/м3 (на воде) приведены в табл. 104.
Винтовые забойные двигатели типа ДГ предназначены для бурения горизонтальных скважин, в т. ч. с малым радиусом искривления.
В отличие от других ВЗД двигатель имеет укороченный шпиндель, оснащен опорноцентрирующими элементами и корпусными шарнирами, обеспечивающими эффективную проводку горизонтальных скважин по заданной траектории.
Основные конструктивные параметры и энергетические характеристики винтовых забойных двигателей типа ДГ при различных расходах бурового раствора плотностью 1000 кг/м-1 (на воде) приведены в табл. 104.