Техника и технология бурения нефтяных и газовых скважин

Конструкция шпинделя допускает дозаправку или полную замену СМ на буровой, для чего верхняя и нижняя части картера имеют заправочные втулки.

Âнастоящее время ведутся работы по использованию смазочных материалов, обладающих высокоэффективными тормозящими свойствами. С внедрением таких СМ применение герметизированных шпинделей станет еще более эффективным, так как тормозное устройство станет наиболее компактным из всех известных.

Âрезультате сравнительных испытаний новых шпинделей турбобуров

конструкция шпинделя ШГД-195 признана наиболее надежной и долговеч- ной. Его средняя наработка на отказ составила 294 ч.

Ниже приведена конструктивная характеристика шпинделей ШГД:

ЭНЕРГЕТИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ТУРБИНЫ

Турбина современного турбобура является многоступенчатой, осевого типа и состоит из системы статоров и системы роторов. Как правило, система статоров связана с корпусом, а система роторов – с валом турбобура.

При постоянном значении расхода бурового раствора через турбину развиваемый ею крутящий момент Ì определяют по формуле Эйлера

ãäå Q – объемный расход жидкости; ρ – плотность жидкости; r – средний радиус турбины; C1u, C2u – проекции абсолютной скорости потока жидкости, протекающего соответственно через статор и ротор, на направление окружной скорости турбины; z – число ступеней турбины.

Эффективный перепад давления на турбине

ãäå u – окружная скорость турбины на среднем диаметре.

Развиваемый турбиной крутящий момент зависит от режима ее работы, т.е. от частоты вращения ротора турбины. Для большинства современных турбин эта зависимость линейна и определяется уравнением

727

ãäå Ìò – тормозной (предельный) крутящий момент; n – частота вращения; nõ – частота вращения на холостом режиме (предельная).

Совокупность зависимостей крутящего момента, перепада давления, мощности и коэффициента полезного действия (КПД) от частоты вращения называется энергетической характеристикой турбины. Турбина турбобура обладает сериесной характеристикой. Однако это не означает, что работа турбобура может осуществляться на всех режимах от холостого до тормозного. Известно, что при увеличении осевой нагрузки частота вращения вала турбобура сначала уменьшается, затем турбобур начинает работать неустойчиво, а потом резко останавливается – «срывается».

«Срыв» турбобура объясняется многими факторами, основными из которых являются нелинейный рост момента сопротивления на долоте и в пяте турбобура при увеличении осевой нагрузки и снижении частоты вращения, низкочастотные колебания момента сопротивления вследствие вибрации и неравномерной подачи бурильного инструмента, перемежаемость разбуриваемых горных пород по твердости. Все эти факторы приводят к тому, что устойчивая работа турбобура возможна только с определенным, как правило, не менее чем двукратным запасом крутящего момента, т.е. на режимах, располагающихся правее от режима максимальной мощности.

Эти режимы в большинстве случаев характеризуются также и максимальным значением механической скорости проходки, поэтому условно режим максимальной мощности можно считать рабочим режимом турбобура.

Чем глубже забой скважины, чем больше искривлен ее ствол, чем более моментоемкое долото используется при бурении, тем выше вибрация бурильного инструмента. Кроме того, чем больше перемежаемость горных пород, тем ближе к холостому режиму должен располагаться рекомендуемый рабочий режим турбобура и тем соответственно ниже должна быть холостая частота его вращения.

Для расчета характеристики турбины можно использовать преобразованные формулы, определяющие крутящий момент, и перепад давления на режиме максимальной мощности:

ãäå ð – перепад давления на турбине; η – максимальный КПД.

При перерасчете показателей характеристики турбины на другие зна- чения расхода, плотности жидкости и числа ее ступеней следует пользоваться выражениями

ãäå N – мощность турбины.

Турбины турбобуров изготовляют из низколегированной стали преимущественно цельнолитыми в земляные формы и составными, когда лопаточный венец выплавляют методом точного литья по моделям. Впускают

728

также лопаточные венцы, изготовленные из пластмассы. Стойкость пластмассовых венцов, как правило, намного ниже стойкости стальных.

Характеристики турбин определяют экспериментально при испытаниях на специальном турбинном стенде (табл. 20.11).

ВНЕШНЯЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ТУРБОБУРА

Эта характеристика представляет собой графическую зависимость момента и мощности от скорости вращения вала турбины с учетом потерь энергии в осевой опоре. В отличие от стендовой внешняя характеристика позволяет оценить энергетические параметры, непосредственно затрачиваемые турбобуром на процесс разрушения горной породы долотом. Внешнюю характеристику можно получить теоретически или на стенде, дополнительно оборудованном специальными устройствами, позволяющими осуществлять процесс бурения в лабораторных условиях.

Нагрузка Ð на осевую опору определяется тремя величинами:

ãäå T – гидравлическая сила, возникающая под действием перепада давления на подвижные элементы турбобура; G – вес подвижных деталей турбобура, включая долото; R – реакция забоя, равная по значению осевой нагрузке на долото.

Гидравлическую силу приближенно можно определить по формуле

ãäå ∆pï, ∆pò, ∆pä – перепад давления соответственно в пяте, турбине и долоте; Dñð – осредненный диаметральный размер для серийного турбобура.

Величина в скобках представляет собой общий перепад давления в турбобуре и долоте ∆pò.ä, поэтому можно записать

729

Значение ∆pò.ä определяют опытным путем. Эти данные также можно найти в справочной литературе. В современных многосекционных турбобурах осевая гидравлическая сила достигает 120–150 кН.

В результате действия суммарных осевых сил в опоре возникает момент сопротивления, на преодоление которого затрачивается часть энергии турбины турбобура. Момент сил трения в пяте

ãäå Ð – осевая нагрузка на пяту; µ – коэффициент трения в пяте; rï = = (Rí3 − Râ3 )/(Rí2 − Râ2 ) – приведенный радиус трения (Rí è Râ – наружный и внутренний радиусы трущихся поверхностей).

Коэффициент трения резинометаллической пяты зависит от большого числа факторов. Наиболее существенное влияние оказывают удельная нагрузка на трущихся поверхностях, скорость скольжения, качество и коли- чество промывочной жидкости, конструктивное исполнение элементов осевой опоры.

Трение в пяте представляет собой значительную величину. По мере увеличения удельной нагрузки до 0,6–0,8 МПа коэффициент трения снижается до минимума, затем вновь возрастает. Фактическая удельная нагрузка в момент запуска турбобура составляет 0,8–1,2 МПа. Коэффициент трения зависит также от скорости скольжения. Значение коэффициента максимально при страгивании пяты. Этим объясняются затруднения при пуске турбобура.

Внешнюю характеристику турбобура строят с учетом потерь энергии в осевой опоре турбобура. Силы трения в радиальных опорах ввиду их незначительности обычно не учитывают:

ãäå Mä – крутящий момент, передаваемый на долото; M – вращающий момент турбины; Mï – момент сопротивления в осевой опоре (пяте).

Момент, развиваемый турбиной, в зависимости от скорости вращения вала представляет собой прямую линию:

Момент сопротивления в пяте можно выразить следующим образом:

Знак перед скобкой зависит от соотношения величин (T + G) è R. Åñëè (T + G) > R, нагрузка на подпятники действует сверху. В этом случае берется знак «+». Знак «–» соответствует условию (T + G) < R, когда загружена нижняя поверхность резиновой обкладки подпятника осевой опоры. Равенство (T + G) = R соответствует плавающему режиму работы осевой опоры турбины. При использовании полного выражения (T + G – R) можно в расчетах брать модуль числовых значений, заключенных в скобки.

Рабочий момент турбобура для турбины с известными экстремальными параметрами

730

Выражение (20.14) можно использовать для построения характеристики турбобура при известной закономерности изменения частоты вращения вала в зависимости от осевой нагрузки на долото. Связь между этими параметрами выражается через моментоемкость долота. Лабораторные и промысловые эксперименты показывают, что момент на долоте можно приближенно выразить формулой

Считая, что Mð = Mä, и вводя выражение (20.16) в уравнение (20.14), связывают осевую нагрузку на долото с частотой вращения вала турбобура. Взаимосвязь обусловлена тем, что момент сопротивления долота, соответствующий заданной осевой нагрузке, вводится в формулу (20.17), которая выражает функциональную зависимость рабочего момента от частоты вращения вала. При таком решении рабочий момент в любой точке характеристики отражает не фактический момент сопротивления долота, а частоту, при которой это сопротивление преодолевается валом турбобура.

В результате преобразований

На рис. 20.12 кривые 1 è 2, построенные по формулам (2.19) и (2.20), представляют собой внешнюю характеристику турбобура. Характеристика турбины M – n è N – n показаны линиями 3 è 4. Характеристика момента турбобура представлена двумя прямыми ÀÑ è ÑÂ, пересекающимися в точ- ке Ñ. Линия ÑÂ относится к случаю, когда R < (T + G) – знак «–», линия ÀÑ соответствует условию R > (T + G) – знак «+». Точка Ñ представляет собой случай, когда R = Ò + G. Это условие соответствует моменту работы турбобура при разгруженной пяте.

Наклон отрезков ÀÑ è ÑÂ зависит от значения ψ. Коэффициент ψ > 0, когда Móä > µ rï. В этом случае линия ÑÂ наклонена влево от вертикали, так как удельный момент на долоте больше удельного момента трения в пяте и

731

Рис. 20.12. Внешняя характеристика турбобура

повышение нагрузки на долото вызывает общее повышение загруженности вала турбобура. Когда удельный момент на долоте меньше удельного момента сопротивления пяты, повышение нагрузки на долото вызывает снижение момента сопротивления вала турбобура (линия Ñ′Â). Этому случаю соответствует условие ψ < 0. При ψ = ∞ линия Ñ″Â вертикальна. Тогда изменение нагрузки до точки Ñ″ не влияет на загруженность вала турбобура.

После прохождения точки Ñ нагрузки в пяте суммируются, поэтому при повышении нагрузки на долото в любом случае нагрузка на вал турбобура возрастает. Однако в зависимости от значения ψ угол наклона линий ÀÑ различный.

Точка Â соответствует положению, когда турбобур оторван от забоя и на осевую опору действуют только гидравлическая нагрузка и вес роторной части турбобура. Частоту вращения в точке Â называют разгонным числом оборотов турбобура. Разгонное число nð при постоянных T è G зависит от коэффициента трения в резинометаллической паре осевой опоры. При повышении коэффициента трения разгонное число смещается влево, т.е. частота вращения вала при пуске снижается.

Площади, заключенные между линиями ÀÑÂ и линией 3 (см. рис. 20.12), пропорциональны затратам энергии в осевой опоре турбобура в случае применения резинометаллической пяты. Применение пяты качения существенно снижает непроизводительные затраты энергии в осевой опоре, так как коэффициент трения качения в 5–6 раз меньше коэффициента трения скольжения, имеющего место в резинометаллическом подшипнике.

Положение точки Ñ на линии 3 зависит также от коэффициента ψ. Рост значения ψ, а следовательно, и удельного момента сопротивления забоя приводит к перемещению точки разгружения пяты по линии момента турбины к тормозному режиму. Высокие удельные моменты на долоте наблюдаются при бурении мягких пород. В твердых породах удельный момент на долото ниже, поэтому точка Ñ смещается в зону высоких скоростей. Это условие менее благоприятно с точки зрения рациональности режима отработки долота. Поэтому для перемещения разгонного числа и соответственно точки Ñ в зону низких скоростей необходимо применять при

732

бурении долота, обладающие относительно высокой удельной моментоемкостью. Смещение возможно также при использовании маховика, устанавливаемого между валом турбобура и долотом. В этом случае разгонное число перемещается в сторону тормозного режима вследствие увеличения нагрузки на осевую опору и, как следствие, повышения момента сопротивления пяты.

Конечная цель расчетов заключается в определении числа ступеней турбины и ступеней ГТ (если это необходимо), обеспечивающих необходимые значения крутящего момента и частоты вращения при заданных расходах и плотности бурового раствора. Разумеется, это число следует округлять для того, чтобы оно соответствовало целому числу турбинных секций.

Расчет характеристики турбобура целесообразно вести для нескольких вариантов использования имеющихся турбин и ступеней ГТ. Затем выбирают вариант, который обеспечивает заданные параметры характеристики при меньшем перепаде давления на турбобуре, или вариант, который дает возможность обходиться меньшим числом турбинных секций.

20.3. ВИНТОВЫЕ ЗАБОЙНЫЕ ДВИГАТЕЛИ

ИСТОРИЯ СОЗДАНИЯ ВИНТОВЫХ ЗАБОЙНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Начиная с 1940-х годов в СССР помимо ротора основным техническим средством для бурения нефтяных и газовых скважин являлся многоступенчатый турбобур.

Благодаря широкому распространению турбинного способа бурения ускоренно разбуривались нефтегазоносные площади Урало-Поволжья и Западной Сибири, были получены высокие темпы роста добычи нефти и газа.

Однако с увеличением средних глубин скважин и по мере совершенствования породоразрушающего инструмента и технологии роторного способа бурения, в отечественной нефтяной промышленности с каждым годом росла тенденция отставания технико-экономических показателей бурения.

Несмотря на определенное совершенствование техники и технологии турбинного бурения, показатели работы долот на протяжении ряда лет улучшались весьма незначительно. Хотя в 1970-е годы началось разбуривание месторождений Западной Сибири, отличающихся благоприятными геологическими условиями (мягкие породы, относительно неглубокие скважины), средняя проходка за рейс по эксплуатационному бурению была в 3– 4 раза меньше аналогичного показателя в нефтяной промышленности США. Так, в 1981–1982 гг. средняя проходка за долбление в США составила 350 м, в то время как в СССР этот показатель не превышал 90 м.

Перед специалистами и организаторами бурения в нашей стране встал вопрос о создании погружной техники для низкооборотного бурения, так как, несмотря на определенные успехи роторного бурения глубоких скважин в ряде районов (Северный Кавказ, Западная Украина и др.), техниче- ски, экономически и психологически нефтяная промышленность не была готова к развитию роторного бурения. За многие годы государственной

733

поддержки турбинного бурения техника роторного бурения существенно отстала от мирового уровня, не имелось бурильных труб и буровых установок высокого технического уровня.

Таким образом, определился доминирующий способ бурения на базе низкооборотных забойных двигателей.

Решение проблемы создания забойного гидравлического двигателя с характеристиками, отвечающими требованиям новых конструкций долот, было найдено в переходе от динамических машин, какими являются турбобуры, к объемным.

Первым работоспособным, нашедшим промышленное применение, оказался гидродвигатель, представляющий собой обращенный насос Муано , относящийся к планетарно-роторному типу гидромашин.

Работы по созданию опытных образцов винтовых забойных двигателей (ВЗД) начались в США и СССР в середине 1960-х годов.

Американские специалисты фирмы «Smith Tool» разработали ВЗД (на Западе их называют РДМ – positive displacement motors) для наклонно направленного бурения как альтернативу турбобурам, а в нашей стране, родине турбинного бурения, – как техническое средство для привода низкооборотных долот.

Многолетние поисковые научно-исследовательские работы во ВНИИБТ по совершенствованию забойных гидравлических двигателей привели в 1966 г. к появлению предложенного М.Т. Гусманом, С.С. Никомаровым, Н.Д. Деркачем, Ю.В. Захаровым и В.Н. Меньшениным нового типа ВЗД, рабочие органы которого впервые в мировой практике выполнены на базе многозаходного винтового героторного механизма, выполняющего функцию планетарного редуктора.

Âпоследующие годы во ВНИИБТ и его Пермском филиале Д.Ф. Балденко, Ю.В. Вадецким, М.Т. Гусманом, Ю.В. Захаровым, А.М. Кочневым,

Ñ.Ñ.Никомаровым и другими исследователями были созданы основы теории рабочего процесса, конструирования и технологии изготовления, разработана технология бурения винтовыми двигателями.

Âрезультате многолетнего опыта бурения с использованием гидравли- ческих забойных двигателей (турбобуров и ВЗД) сложился комплекс тех-

нических требований к современному забойному двигателю. 1. Характеристики двигателя должны обеспечивать:

высокий уровень крутящего момента (3 кН м и более) для долот диаметрами 215–243 мм;

частоту вращения выходного вала в диапазоне 100–200 мин–1 для шарошечных долот и 500–800 мин–1 для алмазных долот;

высокий КПД двигателя для эффективного использования гидравличе- ской мощности насосов;

пропорциональную зависимость между расходом бурового раствора и частотой вращения, а также между крутящим моментом и перепадом давления в целях эффективного управления режимом бурения.

2.Рабочие элементы и другие узлы двигателя должны быть выполнены

âизносо- и термостойком исполнении, обеспечивающем использование бурового раствора любой плотности и вязкости, в том числе с содержанием тампонирующих материалов.

R. Moineau (1887–1948 гг.) – французский инженер, изобретатель одновинтовых гидравлических и пневматических машин.

734

3. Конструктивная компоновка двигателя и проектные запасы прочности его узлов должны обеспечивать:

стойкость двигателя, достаточную для стабильной работы с современными шарошечными и алмазными долотами;

возможность искривления корпуса двигателя при наклонно направленном бурении;

возможность установки на корпусе двигателя опорно-центрирующих элементов при проводке наклонно направленных и горизонтальных скважин.

4. Диаметральные и осевые размеры двигателя должны обеспечивать: проведение буровых работ долотами разного диаметра, включая мало-

габаритные; эффективную проводку наклонно направленных и горизонтальных

скважин; использование стандартного ловильного инструмента.

Анализ конструкций и характеристик забойных гидравлических двигателей различного типа показывает, что ни один из них не отвечает в полной мере всем перечисленным требованиям; в большей степени указанным требованиям соответствуют ВЗД с многозаходными рабочими элементами.

ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ВЗД

Винтовые двигатели относят к объемным роторным гидравличе- ским машинам.

Согласно общей теории винтовых роторных гидравлических машин элементами рабочих органов (РО) являются:

статор двигателя с полостями, примыкающими по концам к камерам высокого и низкого давления;

ротор-винт, носящий название ведущего, через который крутящий момент передается исполнительному механизму;

замыкатели-винты, носящие название ведомых, назначение которых уплотнять двигатель, т.е. препятствовать перетеканию жидкости из камеры высокого давления в камеру низкого давления.

Объемные двигатели характеризуются тремя основными признаками: наличие рабочих камер, которые периодически сообщаются со входом или выходом машины; при этом жидкость наполняет каждую камеру или

выталкивается из нее; изменение давления в рабочей камере от начального до конечного –

постепенно вследствие изменения объема камеры или скачкообразно вследствие сообщения камеры с выходом;

несущественная зависимость усилий на рабочих органах двигателя от скорости движения жидкости в камерах.

В одновинтовых гидромашинах используют механизмы, в которых замыкатель образуется лишь двумя деталями, находящимися в постоянном взаимодействии, – статором и ротором.

Упрощенная схема двигателя показана на рис. 20.13.

При циркуляции жидкости через РО в результате действия перепада давления на роторе двигателя вырабатывается крутящий момент, причем винтовые поверхности РО, взаимно замыкаясь, разобщают область высокого давления и область низкого давления. Следовательно, по принципу действия винтовые двигатели аналогичны поршневым, у которых имеется вин-

735

Рис. 20.13. Упрощенная схема двигателя:

1 – корпус; 2 – ротор; 3 – âàë; 4 – осевые подшипники; 5 – радиальный подшипник; 6 – долото

Рис. 20.14. Рабочие органы винтовой гидромашины (Dê – диаметр камеры):

à – продольный разрез; á – поперечный разрез

тообразный поршень, непрерывно перемещающийся в цилиндре вдоль оси двигателя.

Для создания в РО двигателя полостей, теоретически разобщенных с областями высокого и низкого давлений (шлюзов), необходимо и достаточно выполнение четырех условий (рис. 20.14):

736