Полный текст

В процессе бурения возникает необходимость укрепления стенок скважины [1-3] и исключения поглощения бурового раствора пластами породы. Это достигается применением специальных устройств, среди которых следует выделить конструкции циркуляционных переводников [4-8]. Основная функция циркуляционных переводников, относящихся к клапанным системам, заключается в переключении потока бурового раствора между центральным каналом и затрубным пространством колонны труб, а также в подаче тампонирующих материалов [8]. Проблема выбора конструктивных, режимных и технологических параметров, обеспечивающих эффективное функционирование этих устройств, - важная и актуальная задача, теоретическим исследованиям которой посвящены данные материалы. Работа типовой конструкции циркуляционного переводника состоит из четырех этапов (рис. 1). Когда клапан не активирован, буровой раствор проходит через центральный канал устройства. На первом этапе для активации переводника в бурильную колонну сбрасывается полимерный шар. Этот шар прокачивается буровым раствором до посадки в седло втулки переводника. Течение бурового раствора приостанавливается (см. рис. 1, а). Давление жидкости возрастает. Втулка переводника с двумя боковыми отверстиями перемещается, сжимая пружину. Второй этап работы конструкции начинается после достижения втулкой конечного положения (упора). Открываются циркуляционные порты и буровой раствор поступает в затрубное пространство в обход элементов компоновки низа бурильной колонны (КНБК) (см. рис. 1, б). Третий этап происходит после окончания закачки бурового (тампонирующего) раствора. Буровые насосы отключают. Перепад давления между центральным каналом и затрубным пространством достигает нулевого значения. Сила упругости, создаваемая сжатой пружиной, сдвигает втулку с седлом вверх, преодолевая силы трения. Циркуляционные порты перекрываются (см. рис. 1, в). На четвертом этапе при завершении цикла работы переводника в бурильную колонну сбрасывают два стальных шара. Включаются насосы. Втулка снова сдвигается вниз, открывая порты. За счет давления раствора, подаваемого насосом, шары фиксируются в отверстиях портов (см. рис. 1, г). Циркуляция останавливается. Давление на насосах увеличивают, и полимерный шар продавливается через посадочное седло. Пружина возвращает втулку в исходное положение. Буровой раствор вновь поступает через центральный канал. При закрытых боковых портах все шары системы попадают в шароуловитель. Таким образом, реализация всех четырех этапов возможна при определенных значениях конструктивных, эксплуатационных и технологических параметров системы. Расчетные схемы основных этапов работы переводника (см. рис. 1) составлены с учетом ряда следующих допущений: - на всех участках движения втулки трение в уплотнениях постоянно; - вязкое трение при движении втулки пропорционально ее скорости движения. Обозначения и параметры расчетных схем представлены в табл. 1. а б в г Рис. 1. Расчетные схемы: а - первый этап; б - второй этап; в - третий этап; г - четвертый этап Таблица 1 Параметры расчетных схем и их обозначение Характеристика Обозначение Единицы измерения Давление жидкости p МПа Сила трения в уплотнениях Fтр Н Сила упругости Fупр Н Жесткость пружины с Н/м Внутренний диаметр втулки d м Масса полимерного шара m кг Масса втулки М кг Площадь внутреннего сечения гильзы А м2 Коэффициент вязкого сопротивления h Н·с·м-1 Диаметр уплотнений D м Коэффициент трения в уплотнениях q - Сила давления жидкости Fд = рА Н Диаметр отверстия седла dс м Коэффициент трения между шаром и стенками втулки k1 - Диаметр шара Dш м Модуль Юнга Еш Па Площадь сечения шара Аш м2 На первом этапе работы переводника шар в процессе движения должен находиться в седле. Для исключения продавливания шара и его вылета в накопитель определяется «критическое» значение давления жидкости, при котором шар остается в седле. На рис. 2 представлены расчетные схемы до продавливания шара и в момент его движения с последующим вылетом из седла. а б Рис. 2. 3D-модель и расчетная схема: а - положение шара во втулке до начала продавливания; б - случай продавливания шара При этом приняты следующие допущения: - форма шара при продавливании через втулку - эллипсоид; - относительное движение шар-втулка характеризуется сухим трением. Математическая модель первого этапа работы циркуляционного переводника представляет уравнение совместного движения втулки с шаром, а также условие для давления жидкости, обеспечивающего наличие шара в седле [9-11]: (1) На втором этапе работы переводника определяются потери давления всей циркуляционной системы скважины [12, 13]. Полные потери в скважине - суммарные потери напора во всех элементах циркуляционной системы. С учетом схемы рис. 1, б потери давления в долоте и кольцевом пространстве не учитываются. Потери в бурильных трубах рассчитываются на основе пластической модели Бингама, так как в большинстве своем буровой раствор (или тампонирующая жидкость) относится к неньютоновским жидкостям [14-16]. Последовательность расчета представлена в табл. 2. Таблица 2 Алгоритм определения потерь давления в циркуляционной системе № п/п Параметр Зависимость 1 Средняя скорость жидкости в трубах, м/с 2 Критическая скорость жидкости в трубах, м/с 3 Потери давления в трубах, МПа Турбулентный поток: Ламинарный поток: 4 Перепад давления на портах, МПа 5 Расход жидкости через порты, л/с Примечание: Q - расход, м3/с; D - внутренний диаметр трубы, м; YР - предельное напряжение сдвига, Па; L - длина трубы, м; рст - потери давления на стояке; µ - коэффициент расхода в портах; f - суммарная площадь сечения портов; ρт - плотность тампонирующего раствора, кг/л; PV - пластическая вязкость, 10-3 Па·с. Чтобы шар не продавливался через седло, перепад давления на циркуляционных портах рп не должен превышать значения критического давления ркр (см. формулу (1)). С учетом требуемого расхода через циркуляционные порты решена обратная задача. По перепаду давления на портах определяется необходимое давление на буровых насосах. Решение этой задачи осуществлено в процессе компьютерного моделирования. Уравнение совместного движения гильзы с шаром на третьем этапе работы переводника аналогично соотношению (1) и принятым обозначениям (см. табл. 1). Отличие лишь в том, что сила давления жидкости Fд равна нулю: (2) Расчет ведется до достижения втулкой верхнего положения (Х = 0). Во время четвертого этапа работы переводника втулка возвращается в начальное положение. При этом действуют соотношения, описанные в третьем этапе функционирования переводника. Расчет основных режимных и конструкторско-технологических параметров процесса функционирования циркуляционного переводника осуществлялся с помощью математического моделирования в среде MATLAB методом Рунге - Кутты четвертого порядка [17-19]. В процессе математического моделирования определяется минимальное давление, необходимое для смещения втулки на полный ход, и критическое давление, которое продавливает шар через седло (первый этап функционирования). Расчет второго этапа работы переводника реализован по схеме обратной задачи. Первоначально определяется суммарная площадь сечения портов, площадь бурильных труб, расход жидкости через порты и критическая скорость жидкости в трубах. Также определяются потери в обвязке наземного оборудования. Затем путем сравнения полученного расхода (скорости) жидкости с критическим определяются потери давления в трубах. На завершающем этапе рассчитываются потери давления на стояке как сумма потерь давления в трубах, в обвязке и перепада давления на циркуляционных портах. При расчете третьего этапа значение давления обнуляется, а в начальных условиях вводится соответствующее значение координаты. Результаты моделирования формируются в виде таблиц и графиков. Для оценки влияния конструктивных элементов на динамические характеристики проведено варьирование рядом параметров переводника при фиксированном значении одного из них. Такими параметрами для первого и третьего этапов выделены: количество уплотнений, коэффициент жесткости пружины, ход втулки. Для этих этапов в качестве примера на рис. 3 приведены результаты расчетов, определяющих значения перемещения Х и скорости V втулки при различных коэффициентах жесткости пружины и фиксированных значениях количества уплотнений n = 4 и ходе втулки S = 0,08 м. Из диаграмм расчетов видно, что особенно при движении втулки на третьем этапе работы возможно появление эффекта удара из-за скачка скорости. На первом этапе это воздействие менее значимо по сравнению с третьим этапом, т.е. при достижении втулкой крайних точек хода необходимо сгладить этот эффект. На основе методик [10, 20-22] проведен расчет напряжений, возникающих во втулке в момент удара. С учетом особенностей конструкции устройства напряжения в момент удара при жесткости пружины, равной 7 кН/м, составляют σ = 250 МПа < [σ] = 830 МПа, т.е. не превышают допускаемых значений. В других случаях, например при жесткости пружины в 10 кН/м, σ = 498 МПа < [σ] = 830 МПа. В непредвиденных случаях ударные нагрузки могут увеличиться вследствие неправильно заданных режимов тампонирования или промывки, скачка давления на бурильных насосах и т.п. Для предотвращения удара в конструкцию переводника введено разрезное кольцо, один из вариантов которого представлен на рис. 4. Оно уменьшает скорость подвижного элемента за счет создания дополнительной силы трения, рассчитываемой по методикам [23-25]. Рис. 4. Разрезное кольцо Рис. 3. Результаты влияния жесткости пружины: а - первый этап работы переводника; б - третий этап Схема расположения кольца в механизме показана на рис. 5. Рис. 5. Вариант расположения разрезного кольца в конструкции переводника: 1 - корпус; 2 - втулка; 3 - разрезное кольцо; 4 - упор Для второго этапа варьируемыми параметрами являются перепад давления на портах, диаметр боковых портов и плотность жидкости. Изменение диаметра портов от 0,02 до 0,04 м, увеличение перепада давления на портах в диапазоне 5-15 МПа и варьирование плотностью бурового раствора от 1,1 до 1,5 кг/м3 приводит к изменению расхода жидкости на портах от 2,8 до 11,3 л/с, а также давления на стояке в диапазоне 5,14-15,87 МПа. По результатам проведенных исследований можно сделать следующие выводы: - разработана методика исследования динамики циркуляционного переводника на основных этапах его функционирования; - сформированы расчетная схема и математическая модель динамических процессов переводника с учетом взаимосвязи конструкторско-технологических и эксплуатационных параметров; - проведено математическое моделирование динамики переводника и получены численные значения основных параметров конструкции, обеспечивающие рациональные режимы его функционирования; - полученные результаты позволяют перейти к направленному поиску оптимальных конструктивных и режимных параметров функционирования циркуляционных переводников.

Об авторах

А. Е Кобитянский

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

А. Н Мульков

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

В. С Белобородов

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Список литературы

Статистика

Просмотры

Аннотация - 52

PDF (Russian) - 24

Ссылки

• Ссылки не определены.