Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ состояния вопроса динамики привода ротора буровой установки и постановка задач исследования
1.1. Практическая целесообразность исследования динамики привода ротора буровой установки
1.2. Анализ динамики процесса роторного бурения
1.2.1. Источники вынужденных крутильных колебаний в объемном гидроприводе ротора
1.3. Анализ динамики переходных процессов
1.4. Постановка задач исследования
Глава 2. Аналитическое исследование динамических процессов в объемном гидроприводе ротора буровой установки в режиме роторного бурения
2.1. Расчет собственных частот системы
2.1.1. Расчетная схема
2.1.2. Метод расчета собственных частот
2.1.3. Обсуждение результатов вычислений
2.2. Определение резонансных режимов работы
2.2.1. Резонансные точки в системе "двигатель-насос"
2.2.2. Резонансные точки в системе "мотор-тормоз"...
2.2.3. Резонансные точки в системе "мотор-бурильная колонна"
Глава 3. Аналитическое исследование дошушешк процессов в объемном гидроприводе ротора буровой установки в переходных режимах работы 5
3.1. Разработка математической модели дроссельного предохранительного клапана с переливным золотником и программы её решения на ABM
3.2. Оценка допущений, принятых при моделировании процесса срабатывания предохранительного клапана
3.2.1. Гидравлическое сопротивление
3.2.2. Гидравлическое сопротивление
3.2.3. Гидравлическое сопротивление
3.2.4. Шариковый клапан
3.2.5. Гидравлическое сопротивление сливной щели...
3.3. Влияние параметров клапана на динамику переходного процесса
Глава 4. Стендовые исследовлнш крутильных колебаний и переходных процессов натурного образца объемного гидропривода ротора
4.1. Методика стендовых исследований
4.I.I. Датчики и приборная техника в стендовых исследованиях
4.1.1.1. Датчики
4.1.1.2. Усилительная и регистрирующая аппаратура...
4.1.2. Определение погрешностей при динамических исследованиях
4.2. Анализ экспериментального материала
4.2.1. записи резонансных режимов работы объемного гидропривода ротора
4.2.2. Экспериментальные исследования конструктивных параметров клапана и динамики внешней нагрузки, оказывающих "сильное" влияние на динамические показатели защитной системы привода ...
Глава 5. Промышленные исследования и испытания объемного гидропривода ротора ПРШ
5.1. Методика промышленных исследований и испытаний
5.І.І. Объект исследования
5.1.1.1. Краткая техническая характеристика привода ПРШ
5.1.1.2. Устройство и назначение элементов привода ПРШ
5.1.2. Исследования и испытания объемного гидропривода ротора в режиме роторного бурения
5.1.3. Исследования объемного гидропривода ротора при переходных процессах
5.1.4. Ддтчшш и приборная техншса, применявшаяся в промышленных исследованиях и испытаниях
5.2. Результаты инструментальных измерений динамики привода ЇЇРШ
5.2.1. Режим роторного бурения -
5.2.2. Переходный режим работы
5.3. Эффективность бесступенчатого регулирования частоты вращения стола ротора
5.4. Использование привода ПРШ для дистанционного контроля за износом вооружения долот и их опор, а также за крутящим моментом турбобура..
5.5. Экономические показатели привода ПРШ
Литература
Приложения
- Анализ динамики процесса роторного бурения
- Определение резонансных режимов работы
- Оценка допущений, принятых при моделировании процесса срабатывания предохранительного клапана
- Экспериментальные исследования конструктивных параметров клапана и динамики внешней нагрузки, оказывающих "сильное" влияние на динамические показатели защитной системы привода
Введение к работе
В соответствии с контрольными цифрами на Х1-ю пятилетку, принятыми 26-м съездом КПСС, добыча нефти (с газовым конденсатом) к 1985 г. планируется в размере 620...645 млн.тн. Нефть и газ займут в топливном балансе страны 65$, а проходка разведочных и эксплуатационных скважин на нефть и газ в 1985 году удвоится. Причем; предполагается увеличить проходку скважин, сохранив численность буровых бригад. Количество буровых установок сохранится, примерно, на современном уровне.
Для решения поставленной задачи, наряду с увеличением производительности труда, внедрением прогрессивной технологии бурения, применением более качественных материалов и инструмента, принципиальное значение имеют разработка и создание новой буровой техники, позволяющей значительно повысить показатели бурения.
Одним из основных агрегатов буровой установки, участвующих в бурении скважин, является ротор и привод к нему.
Анализ соотношения числа буровых установок для глубокого разведочного и эксплуатационного бурения показывает, что большинство эксплуатируемых и выпускаемых сейчас буровых установок составляют установки типа Біу-ЗД и 5у-4Э. Эта ситуация сохранится и на ХП пятилетку.
Выпуск буровых установок с регулируемым приводом ротора от электродвигателя постоянного тока достигнет в 1990 году только 4,9$ от общего выпуска буровых установок.
Основная масса буровых установок имеет ступенчатое регулирование частоты вращения стола ротора, что, как правило, не позволяет подбирать оптимальный режим бурения.
Существующие приводы ротора не позволяют ограничить скачок крутящего момента, возникающий при заклинивании или прихвате бурильного инструмента в скважине, что часто приводит к тяжелым авариям.
Как показывает опыт, применение объемной гидропередачи в приводе ротора буровой установки существенно повышает показатели бурения и снижает аварийность с бурильным инструментом. Кроме того, применение объемной передачи позволяет вести дистанционный контроль за износом вооружения и опор буровых долот и за крутящим моментом турбобура при турбинном бурении.
В связи с этим работа посвящена модернизации нерегулируемых приводов ротора, для чего разработаны методы, позволящие на стадии расчета и эскизного проектирования рассчитывать и изменять в нужном направлении динамические показатели объемного гидропривода ротора буровой установки. Результаты диссертационной работы использованы вшиншжашем при выполнении постановления ЦК КПСС и Совета Министров СССР. (Постановление $ 261, приложение 8).
Бесступенчатое регулирование частоты вращения стола ротора увеличивает производительность глубокого бурения, обеспечивая увеличение механической скорости бурения на 30, а рейсовой - на 2 $ /46/.
Значительное количество аварий с бурильным инструментом и элементами привода ротора в нефтепромысловой практике, кроме поломок, связанных с усталостными явлениями, объясняется перегрузкой из-за переходных процессов (пуск, заклинивание и прихваты инструмента в скважине) /60/.
Серьезным недостатком, на наш взгляд, является отсутствие в приводе ротора существущих буровых установок элементов, ограничивавших или регулирущих крутящий момент, что делает невозможным применение бурильных труб малого диаметра, необходимых для роторного бурения глубоких скважин, а также затрудняет ведение аварийных работ.
В работах /4/, /27/, /63/ показана высокая эффективность моментометрии в приводе ротора буровой установки. Постоянный контроль за величиной и характером крутящего момента на столе ротора позволяет следить за износом вооружения и опор долота, избежать аварий, связанных с разрушением опор долота. Методы, используемые при моментометрии, позволяют полностью отрабатывать долота, что значительно сокращает время спуско-подъемных операций и увеличивает проходку на долото в эксплуатационном бурении на 28, а в разведочном на 2Ъ% /&3/. Однако, выпускаемые буровые установки не имеют штатных моментомеров.
Создание объемного гидропривода ротора буровой установки представляет собой трудоемкую и специфичную для буровых установок задачу. Системап8абой-бурильный инструмент - привод ротора - первичный двигатель" является сложной, многомассовой динамической системой, включащей в себя длинные податливые шланги, соединяющие насосный и моторные блоки, бурильный вал, достигающий длины нескольких километров, который многие авторы /8/,/49/ предлагают рассматривать как систему с распределенной массой, которая находится под воздействием множества генераторов колебаний.
Для создания работоспособного объемного гидропривода ротора буровой установки необходимо исследовать динамические процессы, происходящие в системе как в переходном режиме, так и в режиме роторного бурения. На базе теоретических и экспериментальных исследований, с целью сокращения времени и средств, необходимо создать методики, позволяющие на стадии расчета и проектирования объемного гидропривода ротора рассчитывать и улучшать его динамические показатели.
Настоящая работа является попыткой решить эти вопросы. Необходимо так же отметить, что предлагаемая работа является практически первой в этом направлении.
Анализ динамики процесса роторного бурения
Дня цепочной системы число масс, вводимых в расчет, может быть практически неограниченным. Можно сказать, что упрощение расчетной схемы, которое обычно достигается уменьшением числа масс (понижения степени характеристического полинома), не вызывается необходимостью упрощения самого расчета. С другой стороны, наличие большого количества значений собственных частот ухудшает обозримость системы, тем более что неизбежно появление высоких и низких частот, находящихся вне рабочего диапазона. Кроме того, затрудняется подготовка и обработка информации /67/. Поэтому в каждом данном случае следует рационально выбирать число масс в расчетной схеме в зависимости от рассматриваемого диапазона частот, в котором возможен резонанс. Рассматриваемый диапазон частот для объемного гидропривода ротора лежит в пределах от 2.41 3 (наименьшая частота вращения вала кардана) до 554 1ц (максимальная частота от зубчатого колеса ;? =46).
В нашем случае решению подлежат два вопроса. Первый вопрос заключается в том, правомерно ли разделять системы "двигатель -насос" и "мотор колонна". При доказательстве этой гипотезы удалось бы значительно упростить расчет на крутильные колебания двух автономных, не связанных между собой, частей привода, а также упростить расчет переходного процесса при торможении и разгоне привода, связанного с работой предохранительного клапана силовой гидросистемы объемного гидропривода ротора.
Второй вопрос заключается в способе представления колонны бурильных труб в расчетной схеме, что так же влияет на трудоемкость расчета.
Возможность разделения систем "двигатель-насос" и "мотор-колонна" вызвана тем, что жесткость шлангов, заполненных большим объемом сжимаемой рабочей жидкости, мала рис.2-3. Поэтому можно предположить, что колебания системы "двигатель-насос" ж "мотор-колонна" являются не связанными.
Окончательный вывод о правомерности разделения сложной системы на две более простые можно сделать после сравнения значений собственных частот системы "двигатель-колонна"со значением собственных частот систем "двигатель-насос" и "мотор-колонна". бурильную колонну можно представить в расчетной схеме несколькими способами.
Первый способ заключается в введении в расчетную схему элемента с распределенной массой, причем здесь следует учитывать многоступенчатость колонны и возможность отражения волн от различных её участков.
Второй способ связан с разбиением колонны на достаточно большое количество сосредоточенных масс.
Третий способ, который обычно и применяют при рассмотрении собственных колебаний системы привода, связан с заменой распределенной массы колонны одной сосредоточенной массой и жесткостью, причем, значения момента инерции определяется с помощью коэффициента приведения. Этот коэффициент по Рэлею равен - 0,333 /Si/% а по Комарову - 0,533 /43/.
Первый способ, наиболее трудоемкий, связан с решением дифференциального уравнения в частных производных с граничными условиями, задаваемыми системой обыкновенных дифференциальных уравнений. Этот способ сложен и не учитывает возможностей современной вычислительной техники.
При использовании ЭЦВМ целесообразно применять второй способ, который при достаточно большом количестве сосредоточенных масс дает достаточно точные результаты /26/. Однако и в данном случае возникает вопрос о целесообразности разбиения колонны на большое число сосредоточенных масс. Действительно, можно предположить, что в этом случае появится большое число низких частот, лежащих ниже рабочего диапазона привода, Вопросом, подлежащим решению, является следугаций вопрос: изменяются ли основные частоты, определяемые массами и жестостями элементов привода, в зависимости от способа приведения масс? Ответ на этот вопрос можно получить при сравнении разбиения масс по второму способу с различными вариантами приведения масс по третьему способу.
Различные варианты расчетных схем гидрообъемного привода ротора показаны на рис.2-6...2-16 и в таблице 2-2. Варианты I...3 относятся к системе "двигатель-насос", варианты 4...10 описывают систему "мотор-колонна", а вариант II описывает систему "двига-тель колонна". Способы представления колонны в расчетной схеме показаны в таблице 2-2.
Сравнение вариантов 3 и 8 с вариантом II покажет правомерность разбиения системы "двигатель колонна" на системы "двигатель-насос" и "мотор-колонна". Сравнение вариантов 8,9,10 покажет влияние способа представления колонны на собственные частоты системы. Для расчета собственных частот используется матричный метод, который в применении к расчету стержневых конструкций изложен в работе /57/,
Уравнение движения для цепочной системы рис.2-17 записывается в следующем общеизвестном виде /52/
Определение резонансных режимов работы
Результаты вычислений собственных частот системы приведены в таблице 2.2. Как видно из таблицы собственные частоты для систем "двигатель-насос" и "мотор-колонна" (варианты 3 и 8) в основном совпадают с собственными частотами системы "двигатель колонна" (вариант II). Незначительно изменяются только две низших частоты, которые лежат вне рабочей зоны частот гидрообъемного гидропривода ротора. Таким образомэ можно считать доказанным, что собственные колебания систем "двигатель-насос" и "мотор-колонна" являются не связанными и их частоты можно рассчитывать по упрощенным схемам.
Как видно из сравнения вариантов 8 и 10, уточненное представление бурильной колонны в расчетной схеме путем её разбиения на множество участков не вносит уточнения в значения интересующих нас частот, которые совпадают с частотами, рассчитанными по упрощенным схемам.
Таким образом, способ представления колонны бурильных труб в расчетной схеме не оказывает влияния на значения собственных частот в рабочем диапазоне привода ротора. Поэтому можно ограничиться приведением бурильной колонны по методу Рэлея.
Следует отметить, что длина бурильной колонны (глубина скважины) также не оказывает влияния на частоты собственных колебаний объемного гидропривода ротора буровой установки.
Явление резонанса в крутильной системе возникает при совпадении частот собственных и вынужденных колебаний. Продолжительная работа привода в резонансном режиме недопустима, т.к. элементы привода оказываются под воздействием больших напряжений кручения, вызывающих усталостное разрушение деталей привода.
Из существующих методов борьбы с резонансными явлениями можно отметить следующие: подбор моментов инерции и жесткости элементов, входящих в систему таким образом, чтобы частоты собственных колебаний системы не совпадали с вынужденными колебаниями привода; введение запретных зон работы приводом и его эксплуатация в дорезонансном и послерезонансном режиме.
В системе "двигатель-насос" для всех схем исполнения объемного гидропривода ротора двигатель в номинальном режиме работы имеет номинальную частоту вращения коленчатого вала равную 1150 об/мин, которая соответствует частоте вращения вала гидронасоса 750 об/мин и задана заводом изготовителем гидронасосов.
При изменении внешней нагрузки дизель может автоматически, за счет своего регулятора, выйти на частоту вращения,соответствующую максимальному значению крутящего момента по своей характеристик. Эта частота равна /Ъ5/ 1200 об/мин. Поскольку явление резонанса в системе наблюдается именно в резонансной точке, можно считать рабочую зону частот вращения дизеля свободной от резонанса, если резонансные точки не наблюдаются как в рабочей, так и в 10 -ной зоне справа и слева от рабочей зоны. Эта зона для номинальных частот вращения вала дизеля составляет 1035...1320 об/мин.
Для разогрева гидросистемы при эксплуатации привода в зимних условиях, а также при работе в холостом режиме системы "двигатель-насос" рекомендуемая частота вращения вала двигателя - 800 об/мин. С учетом 10 -х зон интервал холостого вращения - 720...880 об/мин. Для схемы її I имеем резонансную точку І в номинальной рабочей зоне от 2-й гармоники гидронасоса. Для схемы її 2 имеем резонансную точку 2 от 3-й гармоники дизеля. Схема її 3 свободна от резонансных точек, т.е. при её расчете и проектировании прогнозировались и исключались собственные частоты,дающие резонансные точки в номинальной рабочей зоне и в зоне холостого вращения системы.
Точки 5 и 4 в процессе работы привода не были обнаружены, что подтверждает качественную центровку гидронасоса и двигателя.
Оценка допущений, принятых при моделировании процесса срабатывания предохранительного клапана
Когда золотник, двигаясь вниз, перекрывает щель, давление вновь начинает расти, затем открывается регулятор, золотник идет вверх так, как описано выше. Однако максимальное давление во втором пике существенно ниже, так как меньше зона перекрытия золотника и втулки.Переходный процесс затухает по мере того, как уменьшается зона перекрытия и соответственно скорость движения золотника вверх, при этом щель открывается не так резко, соответственно уменьшается снижение давления в камере Ш и регулятор не закрывается полностью, также полностью не перекрывается и сливная щель.
Уже из приведенного описания переходного процесса видно, что на величину заброса давления при срабатывании влияет весьма существенно зона перекрытия, а на снижение давления после открытия - скорость движения золотника вниз.
Подробно влияние отдельных параметров на динамику срабатывания предохранительного клапана рассмотрено ниже. Первым этапом разработки методики моделирования предохранительного клапана, в соответствии с вышеизложенным, была оценка допущений, принятых при математическом описании процесса.
Рассмотрим последовательно моделирование гидравлических сопротивлений предохранительного клапана IKP-70.
Расход через гидравлическое сопротивление 4 имеет место только при движении золотника и полностью определяется скоростью последнего. Анализ полученных осциллограмм показал, что скорость золотника меняется с 2 см/с. при ходе вниз до 30-40 см/с. при первом подъеме золотника. При существующих размерах проточных каналов подобным колебаниям скорости соответствуют числа Рейнольдса от 100 до 2000. При этом потоки жидкости в гидравлическом сопротивлении близки к ламинарным и, следовательно, перепад на этом сопротивлении можно считать пропорциональным первой степени расхода. При этом коэффициент сопротивления следует рассматривать как величину переменную.
Моделирование процесса на АВМ показало, что осциллограммы давления и, следовательно, динамическая характеристика предохранительного клапана в пределах погрешности решения на АВМ не зависят от вида нелинейной зависимости X J (Q) .На основании полученных результатов был сделан вывод о допустимости учета этого гидравлического сопротивления как линейного с постоянным коэффициентом сопротивления.
Влияние этого дросселя на процесс аналогично влиянию жидкостного трения. Увеличение коэффициента гидравлического сопротивления тормозит движение золотника при ходе вверх, так как за счет увеличившегося перепада давления на сопротивлении 4 давление в камере под штоком падает относительно давления в камере I. При ходе вниз, напротив, давление под штоком больше давления Pj и дроссель опять оказывает тормозящее действие. Однаково сравнению с силами давления, действующими на поршень золотника, действие перепада на этом сопротивлении недостаточно, чтобы его параметры оказывали заметное влияние на процесс.
Дроссель постоянного сечения I совместно с гидравлическим сопротивлением 2 создает перепад давления, обеспечивающий подъем золотника. Расходы через него изменяются в пределах 800 60 см3/с. Соответственно, число Рейнольдса изменяется в пределах 6500 300. Следовательно, закон изменения перепада на этом гидравлическом сопротивлении необходимо принимать квадративным.
О влиянии вида характеристики Л = j(Qi) на переходный про цесс можно судить, сопоставляя осциллограммы процесса для двух предельных случаев: I) d = 1 (Qj имеет вид, показанный на рис. 3-5; 2) d = conttz с где в качестве с взято значение d min , не зависящее от расхода, т.е. минимальное значение , соответствующее Qi max на кривой fi =f(Qi).
Как следует из рис.3-5, осциллограммы давления для обоих случаев совпадают по амплитудным значениям. Период колебаний при dj - с несколько увеличен против случая с переменным коэффициентом. Это обстоятельство может быть обусловлено более быстрым торможением золотника при обратном ходе. Расхождение по частоте не превышает &%. Такая погрешность является приемлемой при моделировании процессов, исходные параметры которых невозможно определить точно. Коэффициент гидравлического сопротивления, который можно определить только экспериментально, причем в стационарном режиме, относится к таким параметрам. Поэтому допущение о постоянстве коэффициента гидравлического сопротивления на дросселе I при математическом моделировании переходного процесса срабатывания предохранительного клапана является вполне приемлемым.
Экспериментальные исследования конструктивных параметров клапана и динамики внешней нагрузки, оказывающих "сильное" влияние на динамические показатели защитной системы привода
Исследование влияния отдельных параметров на динамику предохранительного клапана имело целью проиллюстрировать возможности разработанной методики моделирования в плане изучения закономерностей работы и на их основе выбора оптимальных параметров клапана. Поскольку применяемый в объемном гидроприводе ротора предохранительный клапан является серийным, очевидно, нецелесообразно рекомендовать в результате проведенного исследования изменять его конструктивные параметры. Однако знание динамических характеристик клапана, как составного элемента динамической системы объемного гидропривода ротора, позволяет научно-обоснованно подойти к разработке рекомендаций по оптимизации всего объекта в целом.
К параметрам, влияние которых предстояло оценить, относятся параметры перечисленных выше гидравлических сопротивлений.
Исследование влияния параметров гидравлических сопротивлений методом математического моделирования представляет интерес скорее с точки зрения оценки роли данного сопротивления в изучаемом процессе. Так как истинные коэффициенты сопротивления определяются обычно экспериментально, а рекомендации по изменению эффективных площадей сечений получают обоснование только после экспериментальной проверки уо при исследовании методом математического моделирования речь может идти только о качественном влиянии относительного изменения параметров гидравлического сопротивления.
Расчеты, проведенные на АВМ, позволили оценить влияние указанных параметров, как в установившемся режиме, так и в переходном процессе. Результаты расчетов по влиянию коэффициента расхода шарикового клапана приведены в табл.3-І.
Как следует из таблицы, в установившемся режиме перепад давления на шариковом клапане при варьировании коэффициента расхода изменялся не более, чем на 0,1 МПа. В то же время заброс давления при срабатывании и спад при открытии щели отличаются при изменении в тех же диапазонах на 1,8 и 0,7 МПа соответственно. Аналогичная картина наблюдалась при изменении максимального значения коэффициента расхода, рассматриваемого как переменная величина.
Поскольку коэффициент расхода уЮ$ трудно связать с конструктивными параметрами регулятора, при оптимизации параметров подобных клапанов целесообразно задаваться минимальным значением коэффициента расхода. В этом случае рекомендации по улучшению динамических характеристик клапана, связанные с назначением других конструктивных параметров,не будут зависеть от нежелательного влияния неточного задания параметров расходной характеристики.
При проведении расчетов на модели варьировались также коэффициенты /llj/у и Д . Если допустить, что коэффициент расхода / при изменении проходного сечения дросселя изменяется незначительно, то изменению коэффициента /Lift можно поставить в соответствие изменение диаметра проходного сечения. Варьируемые значения &І приведены в табл.3-2. Наряду с абсолютными значениями давлений в этой таблице приведены значения показателей, которыми принято характеризовать динамическую характеристику клапана.
Превышение давления в момент срабатывания над давлением настройки или относительный пик давления характеризует чувствительность клапана: Постоянство поддерживаемого давления сразу после срабатывания, т.е. относительный завал давления, принято рассматривать как стабильность работы клапана:
Для идеального случая срабатывания без забросов и завалов Kj и К равны I. Уменьшение коэффициента Kj и увеличение 1 приближает реальную характеристику клапана к идеальной. Влияние &І изучалось при разных значениях площади поршня и коэффициента гидравлического сопротивления регулятора. Как показывают результаты расчета величина дросселя І в определенном диапазоне практически не влияет на чувствительность клапана. Ощутимая разница наблюдается лишь для случаев полного отсутствия дросселирования между камерами I и П (варианты \Ь 1,8,13 таб.3-2).
Скорость подъема золотника при этом минимальна. При введении дросселя и постоянном уменьшении его диаметра скорость подъема золотника растет. При этом изменяется характер перепада давления на дросселе 2.
Если для малых значений скоростей золотника при ходе его вверх расходы через дроссель 2 сохраняют положительное направление, то по мере возрастания скорости расход Q, при ходе поршня вверх меняет знак. Соответственно изменяет знак перепад на этом сопротивлении,и уже при ходе вверх гидравлическое сопротивление дросселя 2 оказывает тормозящее действие. С этим, повидимому, связано некоторое увеличение коэффициента чувствительности и уменьшение скорости золотника при уменьшении диаметра дросселя ниже 3,5 мм в исходном варианте. При других сочетаниях параметров этого эффекта не наблюдается.
