В конце прошлого столетия в связи с развитием технологий наклонно-направленного и горизонтального бурения возникла проблема доведения осевой нагрузки на породоразрушающий инструмент в процессе бурения с использованием забойных двигателей при невращающейся колонне труб.
Одним из эффективных и конструктивно простых решений в этой области является применение гидравлических нагружателей, устанавливаемых в компоновке низа бурильной колонны (КНБК) над забойным двигателем или непосредственно над долотом.
Идея введения в состав КНБК дополнительного гидромеханического устройства на базе поршня со штоком под общим названием «забойный механизм подачи», поддерживающего осевую нагрузку на долото пропорционально перепаду давления в забойной компоновке независимо от веса колонны, начала осуществляться еще в 50-х годах прошлого века в виде различных экспериментальных образцов и патентных предложений [1].
На современном этапе работы по созданию забойных гидравлических нагружателей (ГН) для повышения эффективности наклонно-направленного и горизонтального бурения проводят НПО «Буровая техника», НПК «Буринтех», АО «Пермнефтемашремонт» и ряд зарубежных компаний [2 — 8].
Несмотря на некоторые конструктивные отличия, ГН выполнены по общей принципиальной схеме и представляют собой телескопическое устройство, состоящее из цилиндра, жестко связанного с колонной бурильных труб и находящегося внутри него поршня, соединенного через шток с корпусом забойного двигателя или породоразрушающего инструмента.
Осевое перемещение долота в процессе разбуривания забоя происходит изолированно от технологического инструмента (протяженной колонны труб, находящейся в стволе скважины и подверженной влиянию упругих и фрикционных сил) за счет перепада давления в забойном двигателе и долоте при циркуляции бурового раствора. В результате возникает постоянно действующая нагрузка на долото и уменьшаются колебания забойного инструмента. Таким образом, ГН обеспечивает и вторую функцию – снижение вибрационных нагрузок на элементы КНБК, включая телеметрическую систему, поэтому в обобщенном виде ГН можно рассматривать и как амортизатор [6, 7].
что не позволяет обеспечить наилучшие технико-экономические показатели применения гн в зависимости от сочетания характеристик забойного двигателя, породоразрушающего инструмента
и разбуриваемых горных пород.
В результате промысловых исследований установлено, что эффективность применения ГН в наклонных
и горизонтальных скважинах достигается за счет увеличения механической скорости бурения и долговечности работы долот, а также уменьшения ударных нагрузок
и сокращения числа отказов элементов КНБК.
Несмотря на проведенный широкий круг опытно-конструкторских работ и промысловых исследований, теория рабочего процесса и методика расчета ГН до настоящего времени разработаны недостаточно полно, что не позволяет обеспечить наилучшие технико-экономические показатели применения ГН в зависимости от сочетания характеристик забойного двигателя, породоразрушающего инструмента и разбуриваемых горных пород.
Целью настоящей статьи является устранение этого пробела в теории, что предполагает осуществить:
– разработку теории рабочего процесса и методики расчета гидромеханической системы «нагружатель – забойный двигатель – долото – забой скважины»;
– классификацию критериев подобия системы и анализ влияния изменения переменных параметров на характеристики ГН и диапазон возможного регулирования осевой нагрузки;
– выдачу практических рекомендаций по выбору конструктивных и эксплуатационных параметров ГН для заданных условий бурения, а также оценку возможных технологических способов регулирования режимных параметров в процессе бурения.
Объектом исследования является забойное гидромеханическое устройство телескопического типа (рис.1), устанавливаемое в КНБК над винтовым забойным двигателем (ВЗД) и обеспечивающее две функции в процессе бурения скважин:
1) функция нагружателя – cоздание расчетной нагрузки на долото независимо от веса и трения бурильной колонны;
2) функция амортизатора – устранение возникновения, развития и интенсификации продольных колебаний КНБК. Это достигается за счет того, что забойный двигатель и долото механически разъединены от бурильной колонны, а также вследствие гидроаккумулирования объемов жидкости, находящихся над и под поршнем, связанных гидравлическими каналами, соответственно, с внутренней полостью бурильной колонной и затрубным пространством.
Устройство представляет собой силовой гидроцилиндр одностороннего действия (рис. 1), состоящий из цилиндра 2 и полого поршня 3. Цилиндр связан с бурильной колонной 1, а поршень через полый шток 4 соединен с корпусом забойного двигателя 6. Для восприятия реактивного момента двигателя предусмотрен механизм 5, выполненный в виде шлицевого соединения (сечение А–А), обеспечивающий жесткую связь между корпусом ВЗД и бурильной колонной (через корпус цилиндра) и поступательное перемещение штока.
Для увеличения осевой нагрузки на долото 7 в полости поршня 3 может быть размещена насадка. Для обеспечения рабочего хода поршня и его перезарядки на внутренней поверхности цилиндра выполнены верхний и нижний упоры, а также предусмотрены отверстия для сообщения с затрубным пространством скважины.
При работе амортизатора-нагружателя буровой раствор поступает через поршень и полый шток в рабочие органы ВЗД и далее в промывочные отверстия долота, обеспечивая процесс бурения. При этом на поршне возникает перепад давления, который создает гидравлическое усилие, передающееся через шток и корпус двигателя на долото. По мере разбуривания забоя происходит перемещение поршня вниз и по достижении им нижнего крайнего положения (нижнего упора) в цилиндре необходимо произвести перезарядку системы (спустить бурильную колонну на длину хода поршня). Этот момент будет зафиксирован по снижению давления на стоке. Таким образом, рабочий цикл нагружателя состоит из двух интервалов: рабочий ход поршня и перезарядка (возвращение поршня в крайнее верхнее положение).
Теория рабочего процесса гидравлического нагружателя
При бурении скважин с использованием забойного телескопического ГН осевая нагрузка на долото G определяется сложной функциональной зависимостью девяти параметров самонастраивающейся гидромеханической системы – диаметра поршня Dп, диаметра насадок долота и поршня , гидромеханической характеристики 
, силы тяжести забойного агрегата , удельного нагрузочного момента при разрушении горных пород , Муд плотности p и расхода Q жидкости:
Cреди вышеуказанной номенклатуры пять параметров являются константами системы, один (удельный момент на долоте) может изменяться в процессе выбуривания забоя и являться возмущающим фактором, а три представляют собой регулируемые параметры, изменением которых может осуществляться настройка нагружателя
в неоперативном или оперативном режиме.
При расчете гидромеханической системы «бурильная колонна – цилиндропоршневая пара – забойный двигатель – долото» требуется определить осевые усилия в подсистемах, связанных с долотом (группа поршня)
и бурильными трубами (группа цилиндра).
Для забойного ГН (рис. 2) принимаем следующие допущения: режим движения поршня – стационарный (инерционные усилия отсутствуют); давление жидкости в затрубном пространстве не изменяется по длине забойного агрегата; изменение давления в проточной части устройства происходит ступенчато с образованием трех перепадов давления (в насадке поршня , рабочих органах гидродвигателя и насадках долота ).
Осевая нагрузка на долото при использовании КНБК с гидравлическим нагружателем и забойным двигателем определяется из равенства продольных усилий в сечении штока (рис. 2), соединяющего поршень и корпус ВЗД, подсчитанных сверху и снизу [2]:
где — полный перепад давления на поршне; — давление на входе в устройство (перед насадкой в поршне); – давление на забое (в затрубном пространстве);
– продольная составляющая силы тяжести всех подвижных частей забойного агрегата, связанных с поршнем; – сила тяжести поршня со штоком; – сила тяжести забойного двигателя;
– площадь поршня; – площадь отверстия насадки в поршне; – суммарная площадь промывочных отверстий насадок долота (горизонтальная проекция); – сила трения поршня в цилиндре.
Отметим, что диаметр отверстия штока не влияет на расчетное осевое усилие на долоте.
Если пренебречь перепадами давлений в промывочных насадках поршня и долота, принимая, что перепад давления в ВЗД составляет основную долю в общем балансе распределения давления в забойном агрегате,
а также силой трения, получаем приближенную формулу:
Методика расчета режимных параметров при бурении с использованием ГН
В отличие от традиционного способа бурения скважин гидравлическим двигателем в случае использования в забойной компоновке ГН режим работы ВЗД не может быть изменен с поверхности путем регулирования осевой нагрузки на долото за счет соответствующего распределения продольных усилий в бурильных трубах, и таким образом, рассматриваемая гидромеханическая система является самонастраивающейся в заданных забойных условиях.
Другими словами, в процессе бурения рабочая точка ВЗД имеет единственное автоматически устанавливаемое значение в зависимости от сочетания геометрических, гидравлических и энергетических характеристик элементов системы.
Другой особенностью системы, которую необходимо учитывать при моделировании режима работы ГН, является наклон линии давления ВЗД, т.е. зависимость перепада давления от крутящего момента долота, что не позволяет заранее определить перепад давления на поршне.
Расчет режима работы ВЗД при бурении скважины
с использованием ГН (перепад давления и крутящий момент ВЗД, осевая нагрузка на долото) производится
с учетом следующих исходных данных:
– стендовые характеристики ВЗД (зависимости частоты вращения n, перепада давления P, мощности N
и КПД от крутящего момента M при заданном диапазоне изменения расхода жидкости Q);
– удельный момент сопротивления вращению долота со стороны забоя Mуд = M/G, зависящий от свойств горных пород, типа и конструктивных особенностей породоразрушающего инструмента, частоты вращения [9];
– плотность бурового раствора;
– геометрические и гидравлические характеристики промывочных насадок поршня и долота;
– сила тяжести основных элементов забойной компоновки GЗА (долото, двигатель, поршень со штоком).
При математическом описании характеристики ВЗД будем считать, что кривая перепада давления Р-М является линейной (рис. 3), причем коэффициент наклона линии давления kP (постоянная данного типоразмера ВЗД, не зависящая от расхода жидкости [2]) определяется как отношение дифференциального перепада давления (Рдиф = Р – Рх) в режиме максимальной мощности к соответствующему крутящему моменту:
Данное допущение, как показывает многолетний анализ стендовых характеристик отечественных и зарубежных ВЗД, с достаточной степенью точности выражает изменение перепада давления в гидродвигателе при изменении его нагрузки.
Удельный нагрузочный момент при разрушении горных пород будем считать постоянной лианезированной величиной для определенного типоразмера долота, не зависящей от частоты вращения.
Гидравлические характеристики элементов системы принимаются: линейными – для перепада давления в холостом режиме ВЗД и квадратичными – для насадок поршня и долота. Коэффициент сопротивления в холостом режиме ВЗД ξх определяется из анализа стендовых характеристик двигателя.
Силой трения поршня о стенки цилиндра и гидравлическими потерями в отверстии полого штока пренебрегаем.
При вышеуказанных допущениях рабочая точка гидромеханической системы «нагружатель – ВЗД – долото – забой скважины» определяется из системы уравнений:
Решение данной системы уравнений можно привести к виду относительно осевой нагрузки на долото:
где РΣ – суммарный перепад давления в системе, относящийся к режиму холостого хода ВЗД при данном расходе жидкости и не зависящий от нагрузки на долото,
Знаменатель формулы (5) является безразмерной величиной, где комплекс ε = МудSпkp, составленный из размерных параметров горных пород, поршня и характеристики забойного двигателя, является критерием подобия гидромеханической системы, выражающим ее нагрузочные характеристики в случае использования гидродвигателя с переменным перепадом давления.
Чем больше величина критерия ε, тем больше изменяется осевая нагрузка по сравнению с режимом холостого хода.
В частном случае гидродвигателя с постоянным перепадом давления (турбобур с нормальными турбинами) ε = 0 и осевая нагрузка не зависит от режима работы гидродвигателя, практически не изменяясь от холостого режима до тормозного.
Физический смысл критерия подобия (ε < 1) – отношение приращения осевой нагрузки по сравнению
с режимом холостого хода к осевой нагрузке в процессе бурения данных пород:
С учетом этого наглядной формой записи осевого усилия на долоте является следующее выражение
где Gх – осевое усилие в холостом режиме ВЗД с упором поршня на нижний торец цилиндра,
Для удобства практических расчетов в числителе формулы (5) размерности величин перепадов давления и площадей можно, соответственно, принимать
в МПа/10 и см2. В этом случае размерность осевой нагрузки – кН.
Точка рабочего режима системы, в том числе осевая нагрузка на долото при прочих равных условиях, зависит от группы твердости разбуриваемых горных пород. Зависимость G = f(Mуд) относится к виду обратно пропорциональной функции. Общее выражение осевой нагрузки (5) позволяет после дифференцирования определить отклонение G при изменении удельного момента горных пород в данной рабочей точке:
где С – постоянная гидромеханической системы, зависящая от диаметра поршня, расхода жидкости и характеристики ВЗД, С = GхSпkp.
Следовательно, при работе ГН между отклонениями осевой нагрузки и удельного момента имеет место линейная зависимость, что дает возможность по расчетному коэффициенту передачи Kуд = dG/dMуд = f(Q;ε) прогнозировать режим работы ГН в заданных горно-
геологических условиях проходимого интервала.
Общий алгоритм расчета режимных параметров при бурении ВЗД с использованием поршневого ГН представлен на блок-схеме (рис. 4).
Пример расчета режимных параметров при
бурении ВЗД с использованием ГН
Исходные данные: тип двигателя – Д-178.6/7.62; расход жидкости Q = 30л/с; плотность жидкости
ρ = 1100кг/м3; тип долота – шарошечное; группа твердости горных пород – средняя; удельный момент
Муд = 10 Н•м/кН; диаметр насадок долота dо.д = 15мм; число насадок z = 3; диаметр поршня Dп = 148мм
(Sп = 171,9 см2); продольная составляющая силы тяжести забойного агрегата GЗА = 10 кН; коэффициент расхода в насадках долота и поршня μ = 0,92.
Параметры, независимые от нагрузки
Коэффициенты характеристики ВЗД (по линии Р-М на рис. 3):
Перепад давления ВЗД в холостом режиме
Перепад давления в насадках долота Pд=2.10МПа.
Безразмерный критерий подобия cистемы ε=0,146.
1. Компоновка без насадки в поршне (индекс 0)
Осевая нагрузка на долото: G0=113,9kH.
Крутящий момент и перепад давления ВЗД:
Представленные численные расчеты показывают, что забойная компоновка системы «ГН — ВЗД — долото» при бурении скважины шарошечным долотом в породах средней твердости с расходом бурового раствора 30 л/c при оснащении поршня насадкой диаметром 20 мм обеспечивает создание осевой нагрузки на забое порядка 20 тонн, при этом перепад давления и крутящий момент выбранного двигателя Д-178.6/7.62 (кинематическое отношение 6:7; число шагов рабочих органов 6,2) составляют, соответственно, 5,0 МПа и 2,3 кН•м. Данные режимные параметры значительно отличаются от параметров ВЗД в режиме максимальной мощности и КПД (рис. 3).
Полный перепад давления в забойной компоновке
в процессе бурения с учетом потерь в насадках поршня и долота равен 13,0 МПа, что накладывает определенные требования к давлению нагнетания и выбору бурового насоса.
Реакция системы на изменение твердости горных пород составляет около 1,5 – 2 тонн, что может идентифицироваться по изменению давления на стояке (порядка 1 МПа) и тем самым придает рассматриваемой системе некоторые свойства диагностики забойных условий бурения.
Окончательный выбор режимных параметров, которые можно регулировать путем оптимизации диаметра насадки в поршне, должен быть осуществлен после комплексного анализа промысловых данных отработки долот и двигателей, гидравлических характеристик насадок долота, требуемой механической скорости бурения и возможности насосного комплекса буровой установки.
Для наглядности результаты расчета режимов работы ГН при разбуривании различных пород с использованием насадок в поршне и без них представлены на рис.5, а общий баланс распределения перепадов давления
в забойном устройстве показан в форме круговой диаграммы на рис. 6.
При использовании долот типа PDC, моментоемкость которых при прочих равных условиях примерно в 4 раза превышает аналогичный показатель для шарошечных долот, в рассматриваемых условиях бурения из-за высокого значения удельного момента
(Муд = 40Н•м/кН) и как следствие критерия подобия системы (ε = 0,584) создается чрезмерное осевое усилие и крутящий момент на долоте (более 20 тонн
и 9кН•м) в компоновках без насадки в поршне диаметром 148мм. Поэтому использовать дополнительный перепад давления здесь представляется нецелесообразным. Теоретически это позволит поддержать
на высоком уровне общий КПД гидравлического комплекса буровой установки и не форсировать режим работы бурового насоса. При этом рабочая точка используемого ВЗД близка по его характеристике (рис.3) к режиму максимального КПД (М ≈ 8 кН•м; Р ≈ 9МПа на расходе 34 л/c), что обеспечивает эксплуатацию ВЗД в рекомендуемом техническими требованиями диапазоне крутящих моментов (8 – 10 кН•м).
Необходимое снижение осевой нагрузки в соответствии с номинальными режимными параметрами используемого долота PDC может быть реализовано за счет конструктивных (путем уменьшения диаметра поршня или перепада давления в долоте) или технологических (снижение расхода жидкости) решений.
Влияние диаметра поршня
Для ВЗД с переменным перепадом давления при изменении диаметра поршня осевая нагрузка на долото будет изменяться в степенной зависимости. При этом показатель степени будет не менее 2 в зависимости от сочетания характеристик двигателя, долота
и горных пород в соответствии с выражением (5).
Для создания оптимальной осевой нагрузки для определенного типоразмера породоразрушающего инструмента конструкция ГН должна предусматривать возможность использования сменных цилиндропоршневых пар с различными диаметральными размерами.Тогда в рассматриваемом примере при переходе на поршни диаметром 120 и 100 мм генерируемая осевая нагрузка для долот типа PDC при разрушении пород средней твердости (Муд = 40Н•м/кН) составит, соответственно, 110 и 70 кН.
Способы регулирования осевой нагрузки на долото
В процессе бурения скважины с использованием ГН, оснащенного поршнем определенного диаметра, регулирование осевой нагрузки на долото может осуществляться двумя способами:
1) изменением расхода бурового раствора (оперативный способ, не требующий внесения конструктивных модификаций);
2) изменением диаметра насадки в поршне (неоперативный способ, требующий замены насадки и частичной разборки конструкции).
Регулировочные характеристики ГН в случае изменения расхода жидкости выражаются зависимостями осевой нагрузки от расхода при данном диаметре насадки в поршне.
Учитывая баланс распределения давления в ГН (рис. 6) и принимая, что перепады давления в насадках поршня и долота подчиняются квадратичной зависимости от Q, а перепад давления ВЗД в холостом режиме пропорционален первой степени расхода, можно при расчетах в первом приближении принять зависимость общего перепада давления на поршне и осевой нагрузки на долоте в виде степенной функции
где А – постоянная устройства, a – показатель степени, который может быть принят в интервале 1,5 – 1,75.
На основе предложенной зависимости пересчет осевых нагрузок в допускаемом диапазоне расходов от Qmin до Qmax может проводиться с помощью графика, представленного на рис. 7.
Диапазон изменения осевой нагрузки на долото ΔG зависит от возможного диапазона изменения расхода и показателя нелинейности гидравлической характеристики. Имея реперную расчетную точку рабочего режима при определенном расходе Q (рис. 7), пересчет осевой нагрузки на измененный расход Q* производится следующим образом:
Изменение диаметра насадки с целью регулирования перепада давления на поршне производится на основе классических гидравлических характеристик насадок определенной формы.
Требуемый диаметр насадки, соответствующий необходимому перепаду давления Рнас при данном расходе, Q, находится из выражения:
В качестве примера в табл. представлены расчетные значения диаметров насадки, обеспечивающие перепад давления 5 МПа для различных расходов жидкости в рабочем диапазоне расходов для двигателей
в габарите 172 — 178 мм.
Результаты расчета показывают, что чувствительность системы на изменение диаметра насадки весьма значительна. Так, если в вышеприведенной методике расчета нагружателя для насадки 20 мм и расходе жидкости 30 л/с перепад давления составляет 5,9 МПа, то для принятого в табл. перепада давления 5 МПа требуемый диаметр насадки увеличивается всего до 20,9мм (в данном случае 0,1 мм соответствует 0,1 МПа). Таким образом, возможный размыв внутренней поверхности насадки в процессе эксплуатации будет существенно влиять на характеристики ГН.
Для эффективного практического применения гидравлического амортизатора-нагружателя представляется необходимым:
– создать базы данных по моментоемкости и гидравлическим характеристикам долот в заданных горно-геологических условиях;
– выработать научно обоснованные требования к выбору параметров режима бурения для данного способа создания осевой нагрузки на долото;
– разработать компьютерные программы расчета режимных параметров нагружателя и выбора насадок поршня;
– при эксплуатации устройства использовать технически реализуемые и надежные в промысловых условиях системы регулирования частоты ходов бурового насоса (в том числе автоматизированные и согласованные со штатной системой управления основными агрегатами буровой установки), обеспечивающие возможность оперативного регулирования расхода бурового раствора при изменении забойных условий и, как следствие, давления на стояке в процессе бурения скважины.
