Полный текст

Механизм для ликвидации прихвата колонны бурильных труб (механизм подачи долота - МПД) представляет собой телескопическую систему (рис. 1), основными узлами которой являются подвижный цилиндр 3 и неподвижный относительно него поршень 1, связанный с колон- Рис. 1. Конструкция механизма подачи долота: 1 - поршень; 2 - шток; 31 - цилиндр верх; 32 - цилиндр низ; 4 - переводник; 5 - демпфер ной бурильных труб. МПД установлен над винтовым забойным двигателем (ВЗД) и соединен с ним с помощью резьбы. Основные детали и узлы механизма показаны на рис. 1. В случае прихвата инструмента возникает осевое выдвигающее усилие, вызываемое ростом перепада давления бурового раствора, протекающего через ВЗД. Эта сила сдвигает подвижный цилиндр, двигатель и долото по направлению бурения без перемещения всей колонны. В результате разбуривания забоя долото с двигателем и цилиндром перемещается на ход МПД. Возврат цилиндра МПД в исходное положение осуществляется спуском колонны буровых труб. Таким образом, значение осевого выдвигающего усилия механизма играет существенную роль для устранения эффекта прихвата колонны бурильных труб. Следует учесть, что на величину этой силы влияют профиль скважины и его участки, т.е. геометрические параметры забоя, ряд характеристик которых в соответствии с работами [1-5] представлен на рис. 2. Рис. 2. Основные участки и профили буровой колонны В качестве примера рассматривается случай наклонного расположения участка скважины, расчетная схема которого приведена на рис. 3. Рис. 3. Расчетная схема для случая наклонного расположения рассматриваемого участка: 1 - буровая колонна; 2 - бурильные трубы; 3 - утяжеленные бурильные трубы; 4 - механизм подачи долота; 5 - забойный двигатель; 6 - инструмент При этом силовые характеристики, действующие на систему рис. 3, даны в табл. 1. Таблица 1 Силы, действующие на рассматриваемый участок буровой колонны Обозначение Название Единицы измерения Сила тяжести винтового забойного двигателя Н Сила тяжести механизма подачи долота, равная GЦИЛ + GП Н Сила тяжести участка утяжеленных бурильных труб Н Сила тяжести легкосплавных бурильных труб Н Осевое усилие на корпусе ВЗД Н Выталкивающая (архимедова) сила Н Сила трения в цилиндре механизма подачи долота Н Сила трения долота о горную породу Н Сила трения от ВЗД, УБТ и цилиндра МПД о горную породу Н Раскрывающее усилие МПД Н рзд Перепад давления в винтовом забойном двигателе МПа рзаб Забойное давление в нижнем сечении скважины МПа В качестве геометрических приняты следующие параметры: - L - длина горизонтального участка буровой колонны; - H - глубина колонны бурильных труб; - зенитный угол a Î [0°; 90°]. Нижняя и верхняя границы значений угла a соответствуют вертикальному и горизонтальному расположению участка. Основные соотношения для измерения геометрических и силовых параметров определяются в соответствии с размерами колонны бурильных труб, наличием определенного количества легкосплавных и утяжеленных труб[4] [1, 6] при заданном перепаде давления в винтовом забойном двигателе. Особо следует отметить силу F реакции породы, приходящуюся на один зуб долота: где М - момент винтового забойного двигателя; n - число зубьев долота; Dд - наружный диаметр долота. Рис. 4. Определение сопротивления Fп Благодаря этому определяется Fп - сила трения от реакции породы (рис. 4): где f2 - коэффициент трения пары металл-горная порода [1]. Сила трения за счет конструктивных особенностей МПД (уплотнения V-образного и круглого профиля, пара поршень-цилиндр и др.) определяется в соответствии с работой [7]. С учетом выбранных расчетной схемы и действующих в системе усилий определяется осевое выдвигающее усилие механизма подачи долота (см. рис. 3). Для удобства расчетов ось абсцисс соответствует направлению силы , а начало системы координат совпадает с началом первой легкосплавной трубы. В результате условие равновесия системы сил на рассматриваемом участке приобретает следующий вид: (1) где Gi - веса труб, а также веса элементов МПД, ВЗД и инструмента; Fтрj - силы трения от цилиндра МПД, ВЗД и долота. Из формулы (1) следует, что значение раскрывающего усилия принимает вид где kA - коэффициент облегчения в буровом растворе [1]. Полный расчет силового воздействия на долото при различных конструктивно-геометрических характеристиках буровой колонны и получение осевого выдвигающего усилия осуществляются с помощью разработанного программного продукта MPDKOMP на основе Matlab R2014a [8] по следующему алгоритму (рис. 5): Рис. 5. Алгоритм расчета осевого выдвигающего усилия Фрагмент результатов расчета усилия на долото Q, кН, в зависимости от момента винтового забойного двигателя М и зенитного угла a представлен в табл. 2. Таблица 2 Фрагмент результатов расчета осевого выдвигающего усилия в зависимости от угла искривления и момента двигателя a, градус М, кН·м 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 2,6 6,9 7,2 7,8 8,7 9,8 11,1 12,6 14,2 15,9 17,6 3,0 9,0 9,3 9,9 10,8 11,9 13,2 14,7 16,3 18,0 19,7 3,4 11,1 11,4 12,0 12,9 13,9 15,3 16,8 18,4 20,1 21,8 3,8 13,3 13,5 14,1 14,9 16,0 17,4 18,9 20,5 22,2 23,9 4,2 15,4 15,6 16,2 17,0 18,2 19,5 20,9 22,6 24,3 26,0 4,6 17,5 17,7 18,3 19,2 20,3 21,6 23,1 24,7 26,4 28,1 5,0 19,6 19,8 20,4 21,3 22,4 23,7 25,2 26,8 28,5 30,2 5,4 21,7 21,9 22,5 23,4 24,5 25,9 27,3 28,9 30,6 32,3 5,8 23,8 24,0 24,6 25,5 26,6 27,9 29,4 31,0 32,7 34,4 6,2 25,9 26,1 26,7 27,6 28,7 29,9 31,5 33,1 34,8 36,5 Графическая иллюстрация проведенных расчетов представлена поверхностью на рис. 6. Данный график может служить номограммой для выбора значений выталкивающей силы при определенных значениях момента винтового забойного двигателя М и зенитного угла a. Реализация полученных значений осевого выдвигающего усилия возможна при условии надежной и долговечной работы элементов всего механизма подачи долота. В связи с этим проведен прочностной расчет характеристик узлов и элементов МПД[5] [9-13]. Рис. 6. Зависимость усилия Q Основные этапы прочностных расчетов наиболее ответственных конструктивных элементов представлены на рис. 7. Рис. 7. Этапы и критерии расчетов деталей и узлов механизма подачи Такие расчеты проводятся в автоматическом режиме для каждого полученного значения силы Q в программе MPDKOMP [8]. В качестве примера в табл. 3 приведены результаты прочностных расчетов для случая максимального значения осевой силы при М = 6,2 кН·м и ΔР = 5 МПа. По результатам проведенных исследований можно сделать следующие выводы: - предложена конструкция механизма подачи долота для устранения эффекта прихвата бурильной колонны труб; - разработана расчетная схема и программное обеспечение для расчета параметров и характеристик механизма подачи долота; Таблица 3 Значения расчетных и допускаемых напряжений, действующих в узлах механизма Тип расчета Элемент конструкции Расчетное значение Допускаемое значение Коэффициент запаса На прочность Резьба переводника 306,55 МПа 413,3 МПа 1,348 Резьба поршня 559,02 МПа 620,0 МПа 1,109 На страгивание Резьба переводника 1) 631,72 кН 2) 885,97 кН 1) 1073,9 кН 2) 1506,57 кН 1,7 Резьба поршня 1) 94,3 кН 2) 83,0 кН 1) 160,3 кН 2) 48,83 кН 1,7 На усталостную прочность Резьба переводника - - 18,2 Резьба поршня - - 33,1 На смятие Шлицевое соединение 11,19 МПа 15,0 МПа 1,34 Ударных поверхностей на смятие Торец переводника 111,23 МПа 1395,0 МПа 12,54 Торец поршня 111,23 МПа 12,54 На прочность Гидроцилиндр 3,2 мм 20,0 мм 6,25 - определены значения осевого выдвигающего усилия, необходимого для функционирования предложенной конструкции; - прочностные расчеты основных элементов конструкции показали возможность ее эффективной и надежной работы.

Об авторах

А. Е Кобитянский

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Э. Н Крутик

ООО «Гидробур-сервис»

В. С Белобородов

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Список литературы

Статистика

Просмотры

Аннотация - 27

PDF (Russian) - 29

Ссылки

• Ссылки не определены.