книги бурение / Техника и технология бурения нефтяных и газовых скважин / 2

В буровых лебедках, рассчитанных на канаты определенного диаметра, нельзя произвольно применять канат меньшего или большего диаметра. В первом случае канат может быть оборван при резком торможении даже при правильном выборе диаметра по статической нагрузке. Во втором слу- чае увеличится путь торможения из-за недостаточного тормозного момента, хотя прочность каната также соответствует расчетной нагрузке.

Значения коэффициента трения f тормозных накладок и шкива для различных пар трения приведены ниже.

Тормоза буровых лебедок следует рассчитывать так, чтобы путь, проходимый крюком при торможении во время спуска, не превышал значения hê, определяемого по зависимости hê = vê.ñ/3, ãäå vê.ñ – скорость спуска крюка, м/с.

Силы, действующие в рычажном механизме тормоза. В ленточных тормозах буровых лебедок набегающие концы ленты необходимо укреплять неподвижно к балансиру лебедки, а подвижные – к кривошипу, на который действует только меньшая сила натяжения ленты, создающая момент на тормозной рукоятке Ìð и момент на рычаге пневмоцилиндра Ìö, (Í ì); Ìð + Ìö = 2 Sñá r cos γ, ãäå r ≈ 0,04ч0,06 м – радиус кривошипа от неподвижного шарнира до точки крепления к подвижному концу ленты, м; γ – угол поворота рычага; Sñá – натяжение сбегающей ветви талевого каната.

Подвижный конец ленты в момент полного торможения должен быть расположен под углом к оси кривошипа, близким к 90°. Этот тормозной момент уравновешивается моментами Ìð è Ìö, создаваемыми соответственно тормозной рукояткой и пневмоцилиндром; Ìñò ≤ Ìð + Ìö.

Усилие на тормозной рукоятке при Ìö = 0

P= 2r Sñá sin ψ ,

ðηl cos β

ãäå l – длина тормозного рычага, м (для ручного тормоза обычно l = = 1,2ч1,6 м); η = 0,9ч0,95 – КПД рычажной системы; β – угол между сбегающим концом ленты и осью кривошипа; ψ – угол между осью рычага и лентой (меняется от 80° перед началом торможения до 10–15° в конце торможения).

При ручном торможении длительное усилие рабочего на тормозной рукоятке должно быть до 250 Н. Максимальный момент, который должна развивать пневматическая система торможения, Ìö ≥ 0,8 Ìñò.

При спуске бурильной колонны в процессе проводки скважин выделяется значительное количество энергии, которая должна поглощаться тормозной системой буровой лебедки. При торможении эта энергия превращается в теплоту, которая вызывает сильный нагрев и приводит к быстрому изнашиванию тормозных колодок и шкивов. Одновременно с повышением температуры тормозных шкивов и колодок уменьшается коэффициент трения, что заставляет бурильщика увеличивать усилие на тормозной рукоятке и тем самым увеличивать давление на колодки, что ускоряет их износ.

525

При эксплуатации буровых лебедок без регулирующего тормоза тормозные колодки иногда срабатываются в течение одного-двух спусков бурильной колонны.

В процессе спуска происходит постоянное чередование периодов торможения и спусков колонны, периодов подъема ненагруженного элеватора и периодов пауз, причем вес спускаемой колонны за цикл увеличивается на вес одной свечи.

Главные тормоза рассчитывают по количеству выделяемой теплоты, за которое принимают количество теплоты, выделяемой в конце спуска на длину свечи колонны наибольшего веса. Меньший вес бурильной колонны

âпредыдущие моменты спуска в расчете не учитываются.

Âбуровых лебедках, рассчитанных на большие нагрузки и предназна- ченных для бурения глубоких скважин, целесообразно применять охлаждение тормозных шкивов.

ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТОРМОЗА

Гидродинамические тормоза буровых лебедок, используемые для ограничения скорости спуска бурильных и обсадных труб в скважину, представляют собой лопаточное гидравлическое устройство, состоящее из вращающегося ротора и неподвижного статора, рабочая полость которых заполнена жидкостью. При вращении радиальные лопатки ротора отбрасывают жидкость от центра к периферии и направляют ее на лопатки статора. Пройдя по межлопаточным каналам статора, жидкость вновь попадает на лопатки ротора и таким образом устанавливается замкнутая циркуляция жидкости между ротором и статором.

Силы гидравлических сопротивлений, обусловленные трением жидкости в межлопаточных каналах и потерей напора на удары в вихревых зонах между лопатками ротора и статора, создают тормозной момент, противодействующий вращению ротора, значение которого зависит от диаметра и частоты вращения ротора и регулируется уровнем наполнения гидродинамического тормоза рабочей жидкостью. Механические потери, вызываемые трением в опорах и уплотнениях вала ротора, не оказывают существенного влияния на величину тормозного момента. Механическая энергия, поглощаемая в процессе торможения, превращается в теплоту и вызывает нагрев рабочей жидкости и деталей гидродинамического тормоза.

Допустимая температура нагрева зависит от физических свойств рабочей жидкости. При использовании воды температура нагрева не должна превышать 90 °С.

Ротор гидродинамического тормоза (рис. 15.26) состоит из вала 8 и отлитого из чугуна двухлопастного насосного колеса 5 с радиальными плоскими лопатками, наклоненными под углом 45° в сторону их рабочего вращения, совпадающего с направлением вращения барабана лебедки при спуске. Толщина лопаток определяется из требований литейного производства и в зависимости от диаметра ротора составляет 12–25 мм. Число лопаток принимается равным 20–28. Дальнейшее увеличение числа лопаток существенно не влияет на значение тормозного момента и приводит к неоправданному увеличению массы гидродинамического тормоза.

Для предохранения от проворачивания под действием крутящих моментов, передаваемых ротором, насосное колесо соединяется с валом ротора прессовой посадкой и шпонкой.

526

Статор 6 состоит из двух симметричных частей, образующих корпус гидродинамического тормоза со стойками 1 для крепления к раме буровой лебедки. Обе части статора отливают из чугуна. Они имеют радиальные лопатки, наклоненные в сторону, противоположную наклону лопаток насосного колеса. Вал 8 на роликоподшипниках 3, 9 и фланцевых стаканах 4 è 7 устанавливается в сквозных расточках статоров. Соосность отверстий обеспечивается центрирующим буртиком в соединении статоров. Стыкуемые плоскости статоров уплотняются паронитовой либо картонной прокладкой 13, затягиваемой крепежными болтами 12.

В рассматриваемой конструкции вал ротора устанавливается на роликовом радиальном и радиально-сферическом двухрядном подшипниках в отличие от более распространенных конструкций, в которых оба подшипника роликовые радиальные. Осевое положение вала фиксируется ради- ально-сферическим подшипником, наружное кольцо которого затягивается торцовой крышкой с регулировочной прокладкой, а внутреннее – закрепительной втулкой 2. Свобода противоположного конца вала обеспечивается перемещением роликов по беговой дорожке внутренней обоймы подшипника.

Осевые зазоры между ротором и статором составляют 4–4,5 мм и регулируются набором металлических прокладок, установленных между фланцевыми стаканами и наружными торцами отверстий статоров. Подшипники вала смазываются консистентной смазкой, набиваемой ручным шприцем через масленки. Для предупреждения утечек масла фланцевые стаканы и крышка снабжены щелевыми (жировыми) канавками. Выводной конец вала используется для сцепной муфты, соединяющей гидродинами- ческий тормоз с подъемным валом буровой лебедки. Для уплотнения вращающегося вала применяются сальниковые и торцовые уплотнения.

Сальниковые уплотнения благодаря простоте и дешевизне более широко распространены и состоят из плетеной асбестопроволочной набивки Â, промежуточной распорной втулки, грундбуксы и нажимных болтов с контргайками. Износ сальникового уплотнения контролируется по утечке рабочей жидкости через каналы 10. При чрезмерной утечке сальники равномерно подтягиваются нажимными болтами. Нельзя допускать перетяжки сальника, так как это приводит к перегреву и преждевременному выводу сальника из строя.

Для повышения долговечности сальники вала ротора регулярно смазываются графитовой смазкой, подаваемой через масленки. Смазка снижает коэффициент трения, и в результате этого уменьшаются нагрев и износ сальника. Сальниковую набивку осматривают и заменяют после снятия фланцевых стаканов. Для ускорения этих операций используются два болта, вставляемые в резьбовые отверстия фланца стакана. При ввинчивании болтов фланцевый стакан вместе с подшипником и крышкой снимают с вала ротора. Известны конструкции гидродинамических тормозов, в которых подшипники вала установлены на выносных опорах. В результате этого улучшается доступ для осмотра и замены сальниковых набивок, а подшипники вала полностью изолируются от рабочей жидкости. Недостаток этих конструкций – увеличение длины вала, вследствие чего для установки тормоза требуется соответствующее удлинение рамы лебедки.

В качестве рабочей жидкости обычно используют воду, поступающую из холодильника через патрубки 11 в кольцевые камеры статора. По радиальным и тангенциальным каналам À в теле и лопатках статоров вода на-

528

правляется в межлопаточные полости Á тормоза. Тангенциально направленный поток способствует самовсасыванию, и поэтому поступающая из холодильника вода интенсивно перемешивается с горячей водой в полости тормоза, нагреваемой в результате торможения. Для увеличения проточных сечений тормоза часть лопаток ротора укорочена.

Из гидротормоза вода отводится в холодильник через верхний патрубок. Необходимый для этого напор создается углублениями на наружной цилиндрической поверхности ротора либо сужением радиального зазора между ротором и статором у верхнего патрубка, что достигается смещением фланцевых стаканов подшипников ротора относительно оси статора. После охлаждения жидкость самотеком переливается из холодильника в гидротормоз. Создаваемый тормозной момент зависит от уровня воды в холодильнике, устанавливаемого с помощью ступенчатых и бесступенчатых регуляторов.

Гидродинамический тормоз используется при спуске бурильных труб, когда вес колонны превышает 100–200 кН. При подъеме труб и спуске незагруженного элеватора гидродинамический тормоз необходимо отключать, так как его действие в этом процессе отрицательное. При подъемных операциях работа гидродинамического тормоза вызывает излишние затраты мощности и износ уплотнений и подшипников вала ротора, что сокращает срок службы тормоза. При спуске незагруженного элеватора скорость спуска уменьшается и в результате этого возрастает общая продолжительность спускоподъемных операций.

Для сокращения времени, затрачиваемого на частые включения и отключения, подъемный вал лебедки соединяется с валом гидродинамического тормоза посредством сцепных муфт. Наиболее эффективна фрикционная муфта, позволяющая оперативно соединять тормоз с лебедкой при спусках бурильных свечей.

Рассмотрим основы расчета и внешние характеристики гидродинами- ческих тормозов (табл. 15.13).

529

Гидродинамические тормоза характеризуются внутренним и внешними показателями. К внутренним показателям относятся расход и напор рабочей жидкости, циркулирующей в межлопаточной полости гидродинами- ческого тормоза. Гидравлическая мощность, тормозной момент и угловая скорость – внешние показатели гидродинамического тормоза.

Гидравлическая мощность тормоза (в Вт)

N = ρgQH,

где ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м3; g – ускорение силы тяжести, м/с2; Q – расход рабочей жидкости, равный объему рабочей жидкости, протекающему через лопастную систему в единицу времени, м3/ñ; Í – напор рабочей жидкости, м.

Тормозной момент, создаваемый гидродинамическим тормозом (в Н м)

Ìò = ρgH/ω,

где ω – угловая скорость, с–1.

Для практических расчетов и изучения внешней характеристики гидродинамических тормозов пользуются формулами тормозного момента, известными из теории лопастных гидромашин:

Ìò = λ′ì ρ(D5 – d5)ω2;

Ìò = λì ρ(D5 – d5)ω2,

ãäå λì ≈ 100 λ′ì – коэффициент гидравлического момента; D – наружный

диаметр образующегося при вращении ротора кольца жидкости, принимаемый равным диаметру ротора, м; d – внутренний диаметр кольца жидкости, зависящий от уровня наполнения тормоза, м; ï – частота вращения ротора, об/мин.

Коэффициент гидравлического момента λ определяется экспериментально и является безразмерной величиной, зависящей от формы рабочей полости, геометрических параметров и числа лопаток гидродинамического тормоза. С увеличением λ возрастает тормозной момент гидродинамиче- ского тормоза при одинаковых диаметре и частоте вращения его ротора.

Коэффициенты гидравлического момента рассматриваемых тормозов при полном наполнении приведены ниже.

Как видим, тормозной момент изменяется в зависимости от внутреннего диаметра водяного кольца и частоты вращения ротора. При полном наполнении величина α снижается до минимума и тормозной момент достигает наибольших значений. По мере опорожнения гидродинамического тормоза внутренний диаметр водяного кольца увеличивается, что приводит к снижению тормозного момента. Общий недостаток гидродинамических тормозов – уменьшение тормозного момента с понижением частоты вращения ротора. При неподвижном роторе (ï = 0) тормозной момент равен нулю. Из этого следует, что гидродинамический тормоз не способен затормозить лебедку до полной ее остановки.

Внешней характеристикой гидродинамического тормоза называют зависимость тормозного момента от частоты вращения ротора при постоян-

530

ном уровне наполнения. Внешняя характеристика тормоза графически изображается квадратичной параболой, проходящей через начало координат.

Гидродинамические тормоза рассчитываются по различным методикам. Наиболее простой и доступный расчет – методом подобия, обеспечи- вающим достаточно точное совпадение расчетных и фактических характеристик. При расчетах по методу подобия ориентируются на испытанные конструкции гидродинамических тормозов с известными значениями коэффициента λ. В качестве характерного размера гидродинамического тормоза выбирают диаметр ротора. При полном наполнении тормозной момент с достаточной точностью определяется формулой

Ìò = λì ρ D5 n2.

В случае изменения диаметра ротора тормозной момент подобного тормоза

M′ = M(D′/D)5,

ãäå Ì′ è D′ – тормозной момент и диаметр нового тормоза; Ì è D – тормозной момент и диаметр прототипа.

При изменении плотности рабочей жидкости тормозной момент можно рассчитывать, пользуясь уравнением подобия

M′ = M ρ′/ρ,

где ρ′ – измененная плотность рабочей жидкости.

При использовании гидродинамического тормоза со ступенчатым регулятором уровня скорость спуска по мере увеличения веса колонны труб снижается по непрерывно-ступенчатой кривой. Для более полного использования ленточных тормозов необходимо увеличить число переливных клапанов на холодильнике. Бесступенчатые холодильники обеспечивают плавное изменение скорости спуска, и благодаря этому при заданном запасе торможения продолжительность пуска колонны труб сокращается до минимума.

ЭЛЕКТРОМАГНИТНЫЕ ТОРМОЗА

Электромагнитные тормоза, применяемые в буровых лебедках, делятся на индукционные и порошковые.

Электромагнитный тормоз с водяным охлаждением модели ЭМТ-4500- У1 (в дальнейшем именуемый тормоз) предназначен для интенсивного торможения при спуске бурильного инструмента и колонны обсадных труб. Тормоз установлен на раме буровой лебедки и рассчитан для работы в районах умеренного климата при температуре воздуха от +40 до –40 °С и относительной влажности 80 % при 20 °С, во взрывобезопасной среде, не содержащей агрессивных газов и паров, разрушающих металл и изоляцию.

531

Тормоз (рис. 15.27) состоит из следующих основных узлов: статора 1, якоря 2, подшипниковых щитов 3, 4, водораспределительной коробки 5. Статор выполнен из пяти колец, каждое из которых имеет по 30 когтеобразных полюсов. Кольца изготовлены двух видов: с Т-образным (три кольца) и Г-образным (два кольца) полюсами и скреплены так, что полюсы одного кольца входят в паз другого. Между кольцами в специальных пазах размещены катушки возбуждения 6, выводные концы которых подсоединены к клеммной колодке. Для стока конденсата в нижней части статора под катушками возбуждения предусмотрены дренажные отверстия 8 с пробкой 7. В полости цилиндра выполнены два отверстия – входное 10 и выходное 11.

Якорь представляет собой сварную конструкцию, в которой два цилиндра концентрично сварены между собой и с помощью щитов приварены к ступице, размещенной на валу. Полость между цилиндрами по окружности разделена на четыре отсека. В каждом отсеке на внутреннем ци-

Рис. 15.27. Электромагнитный тормоз ЭМТ-4500-У1

532

линдре имеется по два отверстия – входное и выходное. Со стороны водораспределительной коробки вал имеет концентрично расположенные входные, центральный сквозной – выходной каналы. В центральный канал встроена труба 9, через которую подается воздух в шинно-пневматическую муфту. Полость, образованная трубой и каналом вала, служит для прохождения охлаждающей воды. Каналы вала соединены с отверстием якоря шланговыми соединениями. На вал якоря насажены два роликоподшипника, с помощью которых якорь опирается на подшипниковые щиты. Подшипниковые щиты сварные. На щите 3 имеется плата для установки тахогенератора.

Водораспределительная коробка представляет собой цилиндрическую камеру, разделенную внутри на два отсека – входной и выходной. Принцип тормоза основан на том, что при подаче постоянного напряжения на катушки возбуждения появляется магнитный поток статора. Последний благодаря многополюсному исполнению статора индуктирует в массиве вращающего якоря вихревые токи.

Взаимодействие вихревых токов якоря с магнитным потоком создает тормозной момент. Путем регулирования тока возбуждения можно плавно изменять величину тормозного момента, при этом вся энергия торможения превращается в тепло, которое уносится охлаждающей водой.

Порошковые тормоза отличаются от индукционных тем, что воздушный зазор между станиной и якорем заполнен ферромагнитным порошком, повышающим магнитную проницаемость зазора и в результате этого вели- чину создаваемого тормозного момента. Кроме того, посредством порошка образуется механическая связь между станиной и якорем тормоза и благодаря этому частота вращения не влияет на величину тормозного момента.

Механические характеристики электромагнитных тормозов выражают зависимость тормозного момента от частоты вращения при заданном токе возбуждения.

Ïðè ï = 0 тормозные моменты индукционного и гидродинамического тормозов равны нулю. Поэтому в отличие от порошкового тормоза они не могут быть использованы для полной остановки и удержания груза на весу.

С увеличением частоты вращения тормозной момент индукционного тормоза возрастает быстрее, чем гидродинамического.

Ò à á ë è ö à 15.14

Техническая характеристика индукционных и порошковых тормозов

533

У гидродинамического тормоза момент может изменяться за счет уровня наполнения жидкостью, у электромагнитных это достигается за счет изменения тока возбуждения. При отсутствии тока в обмотке возбуждения тормозной момент равен нулю. С увеличением тока в обмотке возбуждения пропорционально возрастает момент. Указанная особенность электромагнитных тормозов облегчает их управление и создает возможность автоматизации процесса спуска инструмента.

Техническая характеристика индукционных (ЭМТ) и порошковых (ТЭП) тормозов отечественных лебедок приведена в табл. 15.14.

Тормозной момент электромагнитных тормозов выбирается согласно следующим условиям:

для индукционных тормозов Ìò ≥ Ìñò; для порошковых тормозов Ìò ≥ Ìñò + Ìèí, ãäå Ìò – номинальный

тормозной момент выбираемого тормоза; Ìñò – статический момент вращения от веса наиболее тяжелой колонны труб; Ìèí – вращающий момент от действия инерционных сил при наибольшей массе колонны труб и угловом замедлении ε.

15.12. ОБЪЕМ СПУСКОПОДЪЕМНЫХ ОПЕРАЦИЙ

Продолжительность и число циклов нагружения подъемного механизма буровой установки зависят от объема спускоподъемных операций, который определяется суммарной длиной труб, спускаемых в скважину и поднимаемых из нее за все рейсы, выполняемые в процессе бурения до конечной глубины:

sñïî = sñï + sï,

ãäå sñïî – объем спускоподъемных операций, м; sñï è sï – длина труб, спускаемых и поднимаемых за все рейсы.

Âкаждом рейсе, связанном со сменой долота, из скважины поднимают

èспускают в нее одинаковое количество труб, длина которых равна текущей глубине забоя скважины. Длина труб, спускаемых или поднимаемых за все рейсы

zê

s = sñï = sï = L1 + L2 + … + Lz + … + Lê = ∑Lz ,

z =1

ãäå L1, L2, …, Lz – текущие глубины забоя скважины по порядковым номерам рейсов; Lê – конечная глубина скважины; zê – номер конечного рейса.

Текущая глубина скважины зависит от проходки на долото: hz = Lz – Lz–1,

ãäå hz – проходка на долото в z-м рейсе; Lz–1, Lz – глубина скважины соответственно при (z – 1)-ì è z-м рейсах.

Проходка на долото и число рейсов, определяющие объем спускоподъемных операций, зависят от глубины скважины и физико-механических свойств разбуриваемых пород, стойкости используемых долот, эффективности режимов бурения и других факторов, обусловленных технологией и техникой бурения. На рис. 15.28 приведен график, на оси абсцисс которого

534