Національний університет „Львівська політехніка”

Левринець Володимир Мирославович

УДК 622.242:534-16

Динамічні процеси в бурових установках

під час гальмування колони бурильних труб

05.02.09 – динаміка та міцність машин

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Львів – 2002

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана у Національному університеті „Львівська політехніка” Міністерства освіти і науки України

Науковий керівник: доктор технічних наук, професор Харченко Євген Валентинович, Національний університет „Львівська політехніка”, професор кафедри деталей машин

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, доцент Сокіл Богдан Іванович, Національний університет „Львівська політехніка”, професор кафедри теоретичної механіки; кандидат технічних наук, доцент Поліщук Леонід Клавдійович, Вінницький державний технічний університет, доцент кафедри металорізальних верстатів та обладнання автоматизованого виробництва

Провідна установа: Інститут проблем міцності, відділ коливань в роторних системах, Національна академія наук України, м. Київ

Захист відбудеться 4 грудня 2002 р. о 1400 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 35.052.06 у Національному університеті „Львівська політехніка” за адресою: 79013, м. Львів, вул. С. Бандери, 12, ауд. 226, гол. корп.

З дисертацією можна ознайомитись у науково-технічній бібліотеці Національного університету „Львівська політехніка” за адресою: 79013, м. Львів, вул. Професорська, 1.

Автореферат розісланий 2 листопада 2002 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради Форнальчик Є. Ю.

Загальна характеристика роботи

Актуальність теми. Забезпечення України сировинними і паливно-енергетичними ресурсами у нинішній час становить важливу народно-господарську проблему, розв'язання якої безпосередньо пов'язане з необхідністю суттєвого розширення обсягів бурових робіт. Для відкриття і ефективної експлуатації родовищ нафти, газу та інших корисних копалин постає нагальна потреба покращання технічних показників бурової техніки, збільшення продуктивності буріння, особливо глибоких і надглибоких свердловин.

Важливим чинником підвищення надійності і довговічності бурових установок є вдосконалення методів їх розрахунку і конструювання. В умовах неперервного зростання глибини буріння і інтенсифікації технологічних процесів істотного значення набуває врахування впливу динамічних навантажень на міцність елементів приводів, бурильних колон, висотних споруд бурових установок. Однією з найголовніших причин збурення коливальних явищ в установці є багаторазові пуски і зупинки привідної системи під час виконання спуско-підіймальних операцій. Особливо значні динамічні зусилля в елементах конструкцій виникають внаслідок гальмування колони бурильних або обсадних труб, що опускається у свердловину. На технологічні операції, необхідні для періодичної заміни бурового інструмента, витрачається до 40% загального часу будівництва свердловини. Отже, обґрунтування раціональних режимів гальмування колони бурильних труб, які б давали можливість, з одного боку, обмежувати динамічні зусилля в елементах установки, а, з іншого боку, скорочувати тривалість спуско-підіймальних операцій, має істотне практичне значення.

Не дивлячись на те, що в науковій літературі приділяється значна увага як розвиткові теорії нестаціонарних процесів в машинних агрегатах, так і дослідженню неусталених режимів роботи геологорозвідувального і нафтопромислового обладнання, динамічні явища, що виникають в бурових установках під час гальмування колони бурильних труб, є недостатньо вивченими і потребують детальнішого розгляду. Конструктивні особливості сучасних бурових установок та особливості функціонування і взаємодії їхніх елементів обумовлюють необхідність розроблення спеціальних методів аналізу динамічних процесів. Тому теоретичні і експериментальні дослідження, направлені на розв'язання даної наукової задачі, є актуальними.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дисертаційна робота спрямована на вдосконалення методів динамічного розрахунку і конструювання бурових установок та підвищення ефективності їх експлуатації і безпосередньо зв'язана з держбюджетною темою Міністерства освіти і науки України „Дослідження статики і динаміки складних механічних систем при проектуванні і експлуатації великогабаритного обладнання” (реєстраційний номер 0101U000882).

Дисертація виконана згідно з планом роботи кафедри деталей машин Національного університету „Львівська політехніка”, а її тема відповідає науковому напряму „Розроблення методів аналізу перехідних і усталених режимів роботи машин і агрегатів та підвищення ефективності їх проектування і експлуатації”, що розробляється на кафедрі.

Мета і задачі дослідження. У дисертації ставиться за мету розроблення математичних моделей і алгоритмів розрахунку динамічних процесів, які виникають в бурових установках під час гальмування колони бурильних труб, що опускається у свердловину, та обґрунтування шляхів зменшення динамічних зусиль в елементах установок і підвищення ефективності буріння свердловин.

Основні задачі роботи. 1. Обґрунтування аналітичних залежностей для визначення моментів, що розвиваються фрикційними і гідродинамічними гальмами бурових установок.

2. Побудова математичної моделі і алгоритму розрахунку динамічних процесів, що виникають в бурових установках під час гальмування колони бурильних труб.

3. Дослідження гальмівних режимів роботи підіймальних систем бурових установок. Оцінка впливу параметрів фрикційних і гідродинамічних гальм на динамічні зусилля в канаті, конструкції вишки і колоні бурильних труб.

4. Побудова математичної моделі і алгоритму розрахунку частот і форм вільних кінематично зв'язаних поздовжньо-поперечних коливань бурових вишок щоглової конструкції з урахуванням наявності пакету свічок у підсвічнику.

5. Дослідження впливу пружно-інерційних параметрів елементів висотної споруди на характеристики частотного спектру.

6. Розроблення алгоритму визначення власних частот поздовжніх коливань пружно підвішеної за допомогою талевого механізму колони бурильних труб з інструментом та порівняння цих частот з частотами вільних поперечних коливань бурової вишки.

7. Побудова математичної моделі і алгоритму розрахунку вимушених поперечних коливань бурової вишки, зумовлених ексцентричним навантаженням кронблока з боку талевого механізму. Дослідження вимушених поперечних коливань бурових вишок.

8. Експериментальна перевірка основних результатів теоретичних досліджень.

9. Розроблення практичних рекомендацій щодо розрахунку, конструювання і добору раціональних параметрів режимів експлуатації бурових установок та опрацювання технічного рішення механізму для закріплення нерухомої струни талевого каната з регульованою жорсткістю вузла кріплення.

Об'єкт дослідження – бурові установки, призначені для буріння геологорозвідувальних і експлуатаційних свердловин.

Предмет дослідження – динамічні процеси, які виникають в бурових установках під час гальмування колони бурильних труб, що опускається у свердловину.

Методи дослідження динамічних процесів ґрунтуються на засадах теорії механічних коливань лінійних та нелінійних континуально-дискретних механічних систем.

Розрахунок гальмівних режимів роботи бурової установки зводиться до сумісного інтегрування рівнянь з частковими похідними гіперболічного типу і сукупності лінійних та нелінійних диференціальних рівнянь, що входять до крайових умов, і виконується методом скінченних різниць. Вільні поздовжньо-поперечні коливання висотної споруди аналізуються із застосуванням теорії балок С. П. Тимошенка та матричного методу початкових параметрів. Моделювання вільних поперечних коливань пакету свічок і вільних поздовжніх коливань колони бурильних труб здійснюється в рамках аналітичних методів класичної теорії стержнів. Розрахунок вимушених поперечних коливань бурових вишок виконується із застосуванням технічної теорії згину і методу узагальнених переміщень. Експериментальні дослідження динамічних процесів в буровій установці проводяться шляхом тензометрування.

Наукова новизна одержаних результатів. 1. Методом апроксимації відомих з літератури експериментальних залежностей одержано аналітичні вирази для визначення моментів найпоширеніших гідродинамічних гальм бурових установок як функцій частоти або швидкості обертання ротора і рівня рідини в робочій порожнині.

2. З урахуванням нелінійних механічних характеристик фрикційного і гідродинамічного гальмівних пристроїв, а також хвильових явищ в колоні бурильних труб побудовано математичну модель і розроблено алгоритм розрахунку нестаціонарних динамічних процесів, які виникають в бурових установках під час гальмування колони труб, що опускається у свердловину.

3. На основі теорії балок С. П. Тимошенка побудовано математичну модель кінематично зв'язаних поздовжньо-поперечних коливань бурової вишки щоглового типу з урахуванням її взаємодії з пакетом свічок бурильних труб, розмішених у підсвічнику, та складено алгоритм розрахунку власних частот і форм механічної системи методом початкових параметрів.

4. Із застосуванням методу узагальнених переміщень побудовано дискретну математичну модель вимушених поперечних коливань бурової вишки змінного поперечного перерізу, яка має довільне число ділянок, розмежованих пружно зв'язаними з основою жорсткими елементами, що розглядаються як тверді тіла. На прикладах проведення модального аналізу механічних систем і розрахунку вимушених гармонічних коливань вишки досліджено точність запропонованої моделі.

Практичне значення одержаних результатів. 1. Опрацьовані підходи до математичного моделювання динамічних процесів, що виникають в бурових установках під час гальмування колони труб, є теоретичним підґрунтям для проведення подальших досліджень нестаціонарних режимів роботи геологорозвідувальних машин.

2. Побудовані математичні моделі, складені алгоритми і комп'ютерні програми дають змогу суттєво підвищити точність аналізу гальмівних режимів роботи бурових установок порівняно з відомими методами.

3. Розроблені рекомендації щодо вибору раціональних режимів гальмування колони бурильних труб, спрямовані на обмеження динамічних навантажень на елементи установки та на зменшення тривалості спуско-підіймальних операцій, дають можливість збільшити надійність і довговічність геологорозвідувальної техніки, підвищити ефективність бурових робіт.

4. Запропоноване технічне рішення пристрою для закріплення нерухомої вітки талевого канату підіймального механізму дає можливість усувати резонансні явища в підіймальних системах бурових установок і зменшувати за рахунок цього внутрішні зусилля в бурових вишках та інших опорних конструкціях.

Особистий внесок здобувача. Основні результати теоретичних і експериментальних досліджень, викладені в дисертації, одержані автором особисто. У друкованих працях, опублікованих у співавторстві, дисертанту належать: обчислення коефіцієнтів аналітичних виразів для визначення гальмівного моменту [6], побудова математичної моделі і алгоритму розрахунку гальмівних режимів роботи бурових установок [1, 3, 8], розроблення математичної моделі сумісних коливань бурової вишки і пакету свічок бурильних труб [5], вивід рівнянь нестаціонарних коливань висотної споруди та їх числове розв'язання [2], розроблення конструкцій основних вузлів механізму для закріплення нерухомої вітки талевого каната [7].

Апробація результатів дисертації. Основні результати роботи доповідалися і обговорювалися на Міжнародній науково-технічній конференції „Надійність машин та прогнозування їх ресурсу” (Івано-Франківськ, 2000 р.) та на 5-му Міжнародному симпозіумі українських інженерів-механіків у Львові (Львів, 2001 р.).

Публікації. За темою дисертації опубліковано дев'ять наукових праць, серед яких: шість статей, надрукованих у фахових виданнях України; доповідь, розмішена у збірнику матеріалів міжнародної конференції; тези доповіді на міжнародному симпозіумі; патент України на винахід.

Структура та обсяг дисертації. Дисертація складається із вступу, чотирьох розділів, висновків, списку використаних літературних джерел і чотирьох додатків. Вона включає 151 сторінку основного тексту, 41 рисунок, 38 таблиць та 14 сторінок додатків. Загальний обсяг дисертації становить 165 сторінок.

Основний зміст роботи

У вступі обґрунтовується актуальність теми дисертації, формулюються мета і задачі дослідження, подається загальна характеристика роботи.

У першому розділі дисертації аналізуються основні тенденції конструювання бурових установок та їх гальмівних пристроїв, розглядається сучасний стан проблеми динаміки зазначених технічних об'єктів, формулюються задачі дослідження.

Розв'язанню широкого кола теоретичних і практичних задач динаміки і міцності бурових установок присвячені праці відомих спеціалістів М. М. Александрова, А. А. Антонова, В. Л. Архангельського, К. І. Архипова, О. М. Ашавського, П. В. Баліцького, Г. М. Бержеця, К. Вебера, В. І. Векерика, А. А. Гаджієва, В. Г. Григулецького, С. І. Єфімченка, О. Л. Ільського, С. Г. Калініна, З. Г. Керімова, К. Н. Кулізаде, В. О. Малащенка, А. Х. Мірзаджанзаде, Д. Ю. Мочернюка, П. І. Огороднікова, С. А. Раджабова, В. І. Рощупкіна, А. А. Саїдова, Р. Х. Саннікова, Ю. Є. Сеницького, О. А. Сотнікова, В. І. Тарасевича, Є. В. Харченка, В. Г. Юртаєва та інших.

У їхніх роботах проведено дослідження динаміки і міцності привідних механізмів, колон бурильних і обсадних труб, бурових вишок. Одержані протягом останніх десятиріч теоретичні і експериментальні результати дали можливість сформувати основні принципи розрахунку та проектування бурової техніки. Як показали численні дослідження, на зусилля в елементах конструкцій та на ефективність роботи бурових установок суттєво впливають динамічні явища, що виникають під час буріння свердловин. Особливість функціонування установок полягає в тому, що їх привідні системи, висотні споруди та колони бурильних труб працюють в умовах екстремальних навантажень. У зв'язку з цим не втрачає актуальності проблема підвищення точності динамічних розрахунків нафтогазопромислового обладнання на основі деталізації математичних моделей і докладного урахування взаємодії елементів бурового комплексу.

Багатьма дослідниками звернуто увагу на те, що гальмівні режими роботи бурових установок належать до найтяжчих, оскільки саме в цих режимах виникають найбільші навантаження на вишку, талевий канат та на бурильні труби. Однак, у даний час ще не розроблено достатньо ефективних методів розрахунку динамічних процесів, що виникають в бурових установках під час гальмування колони бурильних труб, котра опускається у свердловину. Не до кінця розкриті особливості механізму взаємодії підіймального механізму і бурової вишки. Не обґрунтовано раціональних підходів до математичного моделювання динаміки висотних споруд в гальмівних режимах роботи бурових установок.

Виходячи із сучасного стану проблеми, сформульовано мету і задачі дисертаційної роботи, результати розв'язування яких викладено у наступних розділах.

У другому розділі досліджуються динамічні явища, що виникають у підіймальній системі бурових установок під час гальмування колони труб і аналізуються динамічні навантаження елементів підіймального механізму й бурильної колони.

Обґрунтовуються аналітичні залежності для визначення моментів, що розвиваються гальмівними пристроями. Оскільки характер зміни моменту фрикційного гальма суттєво залежить від особливостей роботи оператора, розглядається найнесприятливіший випадок, коли гальмівний момент протягом короткого проміжку часу різко зростає до максимуму за законом, близьким до лінійного, після чого зберігає стале значення. Момент гідродинамічного гальма залежить від частоти обертання ротора та від рівня рідини в його робочій порожнині. Шляхом апроксимації відомих з літератури експериментальних даних одержано формули для визначення моментів найбільш розповсюджених гальмівних пристроїв бурових установок типу УТГ-1000 і УТГ-1450. На прикладі одного з гідродинамічних гальм показано, що в широкому діапазоні зміни рівня рідини в робочій порожнині і частоти обертання ротора похибка апроксимації гальмівного моменту не перевищує 6%.

На основі застосування континуально-дискретної розрахункової моделі та урахування зовнішніх механічних характеристик гальмівних пристроїв побудовано математичну модель динамічних процесів, що виникають в бурових установках під час гальмування колони труб. Розрахункова схема механічної системи зображена на рис. 1, де J – момент інерції барабана лебідки; m1=mk+ж1mв+ж2mо – зведена маса вишки, визначена з урахуванням маси кронблока mk, маси металоконструкції вишки mв, маси основи mo (коефіцієнти ж1 і ж2 визначаються як функції податливостей висотної споруди і основи); m2, m3 – маси крюкоблока з підвісним обладнанням і обважненої нижньої частини бурильної колони; cв, сk і сп – жорсткості вишки, талевого каната і механізму для кріплення нерухомої струни талевого канату; нв, нk і нп – коефіцієнти, що характеризують розсіяння енергії у відповідних ланках, причому, нk за фізичною суттю є силою лінійного опору деформування каната, що відповідає одиничній швидкості відносної деформації.

Рис. 1.

Бурильну колону розглядаємо як однорідний прямолінійний стержень зі ступінчастою зміною поперечного перерізу. Довжини та площі поперечних перерізів ділянок колони, в межах котрих пружно-інерційні характеристики стержня сталі, позначаємо як li, Ai (i = 1, 2, …, n). Координати руху дискретних елементів системи позначаємо як г, y1, y2. Поступальні переміщення перерізів колони визначаються функціями ui, що залежать від часу і поздовжніх координат xi з початками у верхніх крайніх перерізах ділянок. Під час гальмування підіймальної системи на барабан бурової лебідки діє гальмівний момент М.

Момент інерції барабана лебідки і довжину каната вважаємо лінійними функціями кута повороту барабана,

(1)

де J0 – початкове значення моменту інерції; б – сталий коефіцієнт; ls0 – початкове значення довжини каната; rt – радіус намотування каната на барабан.

Рівняння руху елементів підіймального механізму, одержані за схемою рівнянь Лагранжа другого роду з урахуванням залежностей (1), записуємо у вигляді

(2)

де k – кратність поліспаста; g – прискорення вільного падіння; д, о – абсолютна деформація і швидкість відносної деформації каната; N1(0, t) – поздовжня сила у початковому поперечному перерізі першої ділянки колони; щ, v1, v2 – швидкості руху відповідних ланок; сс і нс – жорсткість і коефіцієнт дисипації механічної системи, утвореної буровою вишкою і податливою основою; сs і нs – жорсткість і коефіцієнт дисипації талевого каната, визначені з урахуванням податливості пристрою для закріплення його вільної вітки.

Жорсткість і абсолютну деформацію каната для будь-якого моменту часу знаходимо як

де As і Es – площа поперечного перерізу і модуль пружності каната.

Швидкість відносної деформації каната визначається залежністю

де з – швидкість абсолютної деформації,

Рівняння руху ділянок колони у поздовжньому напрямі записуємо у вигляді

(3)

де ai – швидкість поширення хвилі пружних деформацій; bi – коефіцієнт лінійного опору рухові колони у свердловині; gi – функція, за допомогою якої враховується розподілене навантаження.

Для верхнього кінця колони (якщо x1 = 0) повинні задовольнятися третє і шосте співвідношення (2), причому

(4)

На межах сусідніх ділянок та на нижньому кінці колони бурильних труб крайові умови мають вигляд

(5)

якщо

якщо (6)

де Fi – зосереджені сили взаємодії колони з промивальною рідиною.

Розрахунок процесу гальмування підіймальної системи зводиться до числового інтегрування рівнянь (2), (3) з урахуванням співвідношень (4), крайових умов (5), (6) і відповідних початкових умов. В розділі побудовано алгоритм розрахунку динамічних процесів із застосуванням скінченно-різницевої апроксимації рівняння (3). Значення моменту M, що фігурує в першому рівнянні (2), обчислюємо з урахуванням аналітичних виразів, одержаних шляхом апроксимації відповідних експериментальних залежностей.

Поздовжня сила в поперечному перерізі колони на кожному кроці інтегрування рівнянь руху визначається залежністю

Сили в канаті і в металоконструкції висотної споруди обчислюємо за формулами

Побудована математична модель дає можливість проведення всебічного аналізу гальмівних режимів роботи бурових установок. Для прикладу на рис. 2, а подано часові залежності швидкостей руху талевого блока (крива 1) і обважненої частини бурильної колони (крива 2) установки, обладнаної буровим агрегатом ЗИФ-650М, буровою щоглою МРУГУ-18/20 та колоною бурильних труб умовним діаметром 50 мм і довжиною 510,43 м. На рис. 2, б для тієї самої установки наведено часові залежності зусиль в металоконструкції щогли (крива 1), у верхньому перерізі колони бурильних труб (крива 2) і в талевому канаті (крива 3).

Під час виконання розрахунків максимальний момент фрикційного гальма брали рівним 2848,0 Н*м; тривалість наростання моменту – 0,09 с; початкову швидкість опускання колони – 5 м/с. З наведених графічних залежностей видно, що динамічні процеси, які виникають в буровій установці, суттєво впливають на навантаження висотної споруди, колони бурильних труб і талевого каната.

У дисертації досліджується вплив швидкості опускання бурильної колони, часу наростання і максимального значення моменту фрикційного гальма, довжини і діаметра бурильної колони, пружно-інерційних характеристик елементів бурової установки, а також особливостей сумісної роботи фрикційного і гідродинамічного гальмівних пристроїв на коливальні явища у механічній системі та на навантаження її елементів.

У третьому розділі проводиться математичне моделювання вільних і вимушених коливань бурових вишок і розкриваються особливості механізму взаємодії підіймальної системи і висотної споруди бурової установки під час гальмування колони труб.

Розробляється математична модель кінематично зв'язаних поздовжньо-поперечних коливань бурової щогли з пакетом свічок бурильних труб. Розрахункова схема механічної системи подана на рис. 3, де l1, l2, l3 і l4 – ділянки щогли, розмежовані дискретними пружними або інерційними елементами; lz1, lz2 – ділянки пакету свічок; m1, m2, m4, J1, J2, J4 – маси і центральні моменти інерції кріпильних вузлів; m3, m5, J3, J5 – маси і центральні моменти інерції свічкоприймача і кронблока; 1, 2, 3, 4 – пружні зв'язки, утворені регулювальними домкратами, підкосом, свічкоприймачем та відтяжками.

Рис. 2.

Лінійні жорсткості пружних ланок 1 і 3 позначаємо як c1 і c3; жорсткості ланок 2 і 4 у вертикальному, горизонтальному і обертальному напрямках позначаємо як cxi, cyi, caі (і = 2, 4), а їх взаємні коефіцієнти квазіупружності – як cxyi, cxai, cyaі (і = 2, 4).

Щогла своєю основою за допомогою жорсткого скісного елемента довжиною r шарнірно опирається на фундамент у точці В і утримується у заданому положенні за допомогою регулювальних домкратів, шарнірно зв'язаних з основою у точці D і з фундаментом у точці А. Пакет свічок шарнірно опирається на основу бурової установки у точці С.

Для того, щоб записати рівняння руху споруди, використовуємо координатні осі xi (i = 1, 2, 3, 4), що збігаються з віссю щогли і мають початки, розташовані у нижніх крайніх перерізах відповідних ділянок. Поздовжні і поперечні переміщення точок осі щогли позначаємо як ui та wi (і = 1, 2, 3, 4). Для опису поперечних коливань пакету свічок використовуємо координатні осі z1 і z2 з початками у нижніх крайніх перерізах ділянок пакету. Переміщення точок осі пакету у поперечному до нього напрямі позначаємо як wz1 і wz2.

Секції щогли здебільшого виготовляють у вигляді чотиригранних пірамід або призм, ребра котрих виконують із труб або прокатної сталі і з'єднують у площинах граней стержневими ґратками. Розглядаючи споруду як балку С. П. Тимошенка, рівняння поперечних коливань її ділянок записуємо у вигляді

(i = 1, 2, 3, 4), (7)

де E і G – модулі пружності матеріалу; Ai, Ii, ki – сумарна площа поперечного перерізу ребер щогли, осьовий момент інерції вказаного перерізу і коефіцієнт, за допомогою якого враховуються деформації зсуву; ri = mi / Ai – зведена густина матеріалу (mі – усереднена погонна маса ділянки металоконструкції); Pi – осьова стискаюча сила; xi = xi / li – відносна поздовжня координата; t – час.

Рівняння поздовжніх коливань ділянок щогли подаємо як

(i = 1, 2, 3, 4), (8)

де ai = sqrt(E/сi) – швидкість поширення хвилі пружних деформацій.

Рівняння поперечних коливань свічок бурильних труб записуємо з використанням технічної теорії згинних деформацій стержня:

(j = 1, 2), (9)

де zj = zj/lzj – відносна поздовжня координата; Ez, mzj – модуль пружності матеріалу труб і погонна маса пакету свічок; Izj – сумарний осьовий момент інерції поперечного перерізу свічок; Pzj – поздовжня сила, прийнята постійною в межах кожної з ділянок.

Розв'язки рівнянь з частковими похідними (7)–(9), що відповідають вільним коливанням механічної системи, знаходимо з урахуванням відповідних крайових умов, якими виражаються зв'язки геометричних і силових параметрів ділянок вишки і пакету свічок та особливості закріплення споруди. Розрахунок частот і форм вільних гармонічних коливань здійснюємо із застосуванням матричного методу початкових параметрів.

Розроблена математична модель дає можливість всебічного вивчення впливу пружно-інерційних властивостей бурової щогли і її опорних вузлів, поздовжнього навантаження на споруду, а також наявності у свічкоприймачі пакету свічок бурильних труб на характеристики частотного спектру механічної системи. У дисертації наводяться результати модального аналізу висотної споруди реальної бурової установки.

У зв'язку з ексцентричним характером навантаження, що передається з боку талевої системи на кронблок, висотна споруда бурової установки перебуває під дією не лише осьової сили, а й зовнішніх моментів в обох головних площинах згину. Зміна моментів в часі, обумовлена динамічними явищами у підіймальній системі, нерідко призводить до інтенсивних поперечних коливань бурової вишки. Із застосуванням методу узагальнених переміщень в дисертації розроблена математична модель вимушених поперечних коливань висотної металоконструкції змінного поперечного перерізу, яка складається із довільного числа ділянок, розмежованих пружно зв'язаними з основою жорсткими елементами, що розглядаються як тверді тіла.

Розрахункова схема бурової вишки подана на рис. 4, а, де L – висота споруди; m1, m2, …, mm – маси майданчиків для обслуговування бурової установки і маса кронблока вишки (вказані елементи розглядаються як абсолютно тверді тіла); c1, c2, …, cm – жорсткості відтяжок у горизонтальному напрямі; M – навантаження, подане у вигляді моменту, що є функцією часу; x1, x2, …, xm-1, L – координати центрів мас відповідних елементів; x, y – прямокутна координатна система, у якій розглядаються поперечні коливання споруди. Оскільки вишка має значний запас стійкості і велику жорсткість в осьовому напрямі, вплив осьових навантажень на поперечні коливання не враховуємо.

Для обмеження числа ступенів вільності континуально-дискретної механічної системи споруди застосовуємо метод узагальнених переміщень.

Функцію, що описує прогини вишки, задаємо у вигляді

, (10)

де шj(x) – форми коливань, які необхідно добирати так, аби забезпечувалося виконання крайових умов на кінцях споруди; Yj(t) – амплітудні коефіцієнти.

Форми поперечних коливань вишки приймаємо такими:

. (11)

Графіки перших п'яти функцій (11) подано на рис. 4, б – е.

Вирази для визначення mij, cij нij (i, j=1, 2, ..., n), згідно з прийнятою термінологією, називаються інерційними, енергетичними та дисипативними добутками базисних функцій відповідно.

Рівняння руху механічної системи, одержані за схемою рівнянь Лагранжа другого роду з урахуванням співвідношення (10), мають вигляд

, (12)

де

; ; ;

; ;

; ,

причому E, н – модуль пружності першого роду і коефіцієнт лінійного опору матеріалу вишки; м(x), I(x) – погонна маса і осьовий момент інерції поперечного перерізу висотної металоконструкції; Jr – моменти інерції відповідних елементів, що розглядаються як тверді тіла; нr – коефіцієнти лінійного опору дискретних пружних опор системи.

Рис. 4.

Узагальнені сили визначаємо із аналізу віртуальної роботи моменту М і записуємо у вигляді

.

Отже, нестаціонарні поперечні коливання бурової вишки описуються системою звичайних диференціальних рівнянь (12). Інтегрування цих рівнянь здійснюємо аналітичними або числовими методами за відомих початкових умов. Якщо до початку руху система перебувала у стані спокою, то початкові значення амплітудних коефіцієнтів приймаємо рівними нулю.

Побудована математична модель дає можливість здійснювати аналіз вимушених поперечних коливань бурової вишки, якими супроводжуються неусталені режими роботи бурової установки. Часову залежність M(t), необхідну для виконання розрахунку, одержуємо шляхом математичного моделювання динамічних явищ у підіймальній системі.

Однією з найголовніших причин збурення поперечних коливань висотної споруди є поздовжні коливання пружно підвішеної бурильної колони. Амплітуда навантаження, що передається на вишку зростає із збільшенням довжини колони. При цьому суттєво зменшується частота коливальних процесів і мало проявляється їх затухання. Тому коливання з деяким наближенням можна розглядати як гармонічні.

Приклад розрахунку гармонічних поперечних коливань вишки подано на рис. 5, де зображено графічні залежності коефіцієнта динамічної податливості kMW від частоти коливань f.

Рис. 5.

Фізичною суттю цього коефіцієнта є відношення амплітуди горизонтального переміщення верхнього кінця вишки до амплітуди моменту, що діє на кронблок. Як видно з наведених графічних залежностей, значення коефіцієнта динамічної податливості, одержані з урахуванням двох та трьох форм коливань висотної споруди, для дорезонансної області і значного діапазону міжрезонансної області, обмеженої першою і другою власними частотами, практично збігаються. Отже, застосування опрацьованої методики побудови дискретних математичних моделей бурових вишок дає можливість значно спростити аналіз їх вільних і вимушених коливань під час проектування бурових установок, забезпечуючи достатню для інженерної практики точність динамічних розрахунків висотних споруд.

У четвертому розділі дисертації здійснено порівняльний аналіз теоретичних і експериментальних результатів дослідження гальмівних режимів роботи бурової установки, обладнаної агрегатом ЗИФ-650М і щогловою вишкою МРУГУ-18/20. Експерименти проводилися на діючій буровій установці ДП „Західукргеологія” Національної акціонерної компанії „Надра України”.

Під час проведення експериментів методом тензометрування визначали динамічні зусилля в чотирьох ногах щогли, нерухомій вітці талевого каната, а також момент, що розвивається гальмівним пристроєм. Для визначення зусиль у висотній металоконструкції тензодатчики наклеювали безпосередньо на поверхні ніг на відстані 1 м від верхнього шарніра регулювального домкрата. Зусилля в талевому канаті вимірювали за допомогою спеціального пристрою, що дає можливість перетворювати силу натягу каната в деформацію згину сталевої балки. Перетворювальний пристрій встановлювали на відстані 1,5 м від механізму для закріплення нерухомої струни каната. Момент гальмівного пристрою бурового агрегату вимірювали за допомогою тензодатчиків, що наклеювалися на пружну пластину, котра утримує гальмівні колодки від обертання.

Експериментальні дослідження проводилися під час поетапного опускання колони бурильних труб загальною довжиною 510,43 м. Осцилографні записи силових параметрів виконували для діапазону довжини колони 59,23–510,43 м з кроком 28,2 м.

Як показали результати дослідження, спостерігається деяка розбіжність часу гальмування і внутрішніх зусиль в елементах установки не лише для випадків опускання колони різної довжини, а й для режимів повторного опускання однієї й тієї ж колони. Це пояснюється впливом особливостей роботи оператора бурової установки на характер зміни гальмівного моменту в часі. Для одержання середньостатистичних даних експериментальні значення параметрів динамічних процесів, що виникають під час опускання колони певної довжини, знаходили щонайменше п'ять разів.

За допомогою осцилограм, одержаних під час проведення експерименту, проаналізовано особливості динамічних процесів, що виникають в буровій установці, та визначено середні статичні і максимальні зусилля в її елементах.

Експериментально підтверджено значний вплив динамічних процесів, що виникають в бурових установках під час гальмування колони труб, на зусилля в талевому канаті, металоконструкції вишки та в бурильній колоні. Виявлено, що поздовжні коливання пружно підвішеної колони труб призводять до значних поперечних коливань вишки. У той же час поперечні коливання висотної металоконструкції неістотно впливають на поздовжні коливання колони.

Ексцентричний характер навантаження вишки і її поперечні коливання є причиною нерівномірності розподілу поздовжньої сили між ногами несучої металоконструкції.

З'ясовано, що максимальний надлишковий момент гальмівного пристрою в реальних умовах експлуатації установки залежить від довжини бурильної колони. Для досліджуваної бурової установки дану залежність апроксимовано лінійною функцією, яку використано під час проведення розрахунків динамічних процесів.

Із застосуванням математичної моделі динамічних процесів, що виникають в буровій установці під час гальмування колони труб, розробленої у другому розділі дисертації, проведено розрахунки експлуатаційних режимів роботи установки, які досліджуються експериментально. Порівняльний аналіз теоретичних і експериментальних результатів засвідчив достатню точність математичного моделювання динамічних явищ у підіймальному механізмі та в колоні бурильних труб. Розбіжність розрахункових і експериментальних значень максимального зусилля в канаті не перевищує 10%.

Для автоматичної зміни частоти вільних коливань пружно підвішеної колони бурильних труб і усунення за рахунок цього можливості виникнення резонансних поперечних коливань бурових вишок розроблено механізм для закріплення нерухомої вітки талевого каната. Конструкція запропонованого механізму захищена патентом України на винахід.

Висновки

1. Як показує огляд численних джерел інформації з динаміки геологорозвідувального та нафтогазопромислового обладнання, у нинішній час постала необхідність вдосконалення методів аналізу процесів гальмування колони бурильних труб, що опускається у свердловину. В дисертації проведено теоретичні та експериментальні дослідження, спрямовані на комплексне розв'язання проблеми зниження динамічних навантажень на бурову вишку, талевий механізм і колону бурильних труб та на підвищення ефективності роботи бурових установок.

2. Із застосуванням континуально-дискретної розрахункової моделі та одержаних в роботі результатів апроксимації механічних характеристик гальмівних пристроїв побудована математична модель динамічних процесів, що виникають в бурових установках під час гальмування бурильної колони.

З'ясовано, що динамічні зусилля в елементах установки суттєво залежать від максимального значення і від швидкості наростання моменту гальма, а також від швидкості опускання та від довжини колони. Меншою мірою на максимальні значення зусиль та на коефіцієнти динамічності впливають жорсткісні властивості вишки і талевого каната. За рахунок збільшення швидкості опускання колони з неповним числом свічок можна досягти зменшення тривалості перехідних процесів на 20–30 %. Показано, що застосування в конструкції бурової установки додаткового гідродинамічного гальма з метою підвищення довговічності основного фрикційного гальмівного пристрою за умови раціонального добору параметрів гальмівних режимів не призводить до суттєвого зростання динамічних зусиль в елементах установки.

3. Розкрито особливості механізму взаємодії підіймальної системи бурової установки з висотною спорудою. Показано, що поздовжні коливання пружно підвішеної колони бурильних труб у зв'язку з ексцентричним характером навантаження бурової вишки призводять до її інтенсивних поперечних коливань. У той же час, поперечні коливання несучої металоконструкції майже не впливають на поздовжні коливання колони. У певному діапазоні довжин колони бурильних труб власна частота механічної системи, утвореної талевим механізмом і колоною, може збігатися з частотою вільних поперечних коливань бурової вишки, що свідчить про можливість виникнення резонансних режимів роботи висотної споруди.

4. З урахуванням кінематичного зв'язку вертикальних, горизонтальних і обертальних переміщень основи шарнірно закріпленої щоглової бурової вишки, а також взаємодії вишки з пакетом свічок бурильних труб побудована математична модель вільних поздовжньо-поперечних коливань споруди. Досліджено вплив жорсткісних парметрів елементів опор, відтяжок і стержневої ґратки на характеристики частотного спектру. З'ясовано, що першу власну частоту вишки з похибкою, що не перевищує 5 %, можна визначити без урахування податливості основи, тобто, взаємозв'язку поперечних і поздовжніх коливань висотної металоконструкції. Отже, дорезонансні коливання споруди можна досліджувати, припускаючи, що вишка в основі защемлена. Дві нижчі парціальні частоти пакету свічок є меншими, ніж перша власна частота бурової щогли, що може призводити до появи низькочастотних резонансних коливань механічної системи. Це необхідно враховувати під час проектування та експлуатації бурових установок.

5. Із застосуванням методу узагальнених переміщень розроблена математична модель вимушених поперечних коливань бурових вишок, збурених динамічними явищами у підіймальному механізмі. Алгоритм дозволяє задавати довільне число ступенів вільності механічної системи і дає можливість враховувати зміну пружно-інерційних параметрів споруди з висотою та наявність проміжних дискретних включень у вигляді твердих тіл та пружних опор. За допомогою запропонованої математичної моделі проілюстровано залежність коефіцієнта динамічної податливості вишки від частоти вільних коливань пружно підвішеної колони бурильних труб. Показано, що урахування лише одного ступеня вільності механічної системи дає можливість визначення нижчої резонансної частоти з похибкою до 12 %. Врахування двох-трьох форм коливань висотної споруди забезпечує достатню для практики точність аналізу вимушених коливань в дорезонансній області та в значній частині міжрезонансної області, що знаходиться між першою та другою власними частотами.

6. Результати експериментальних досліджень, проведених в промислових умовах, підтверджують істотний вплив динамічних явищ, що виникають в буровій установці під час гальмування колони бурильних труб на робочі зусилля в елементах установки. Порівняльний аналіз теоретичних і експериментальних даних підтверджує правомірність прийнятих припущень і достатню для практики точність визначення зусиль в канаті і бурильній колоні за допомогою розробленої математичної моделі нестаціонарних процесів. Виявлено значну нерівномірність розподілу навантажень між окремими ногами вишки, що пояснюється ексцентричним характером навантаження висотної споруди та суттєвим впливом її поперечних коливань на внутрішні зусилля в ногах. Встановлено, що внутрішні сили в основних несучих елементах, спричинені поперечними коливаннями споруди, можуть у 10–20 разів перевищувати середні статичні навантаження.

7. Розроблені рекомендації щодо вибору раціональних режимів гальмування підіймальних систем, визначення максимальних навантажень в елементах бурових установок, усунення резонансних поперечних коливань бурових вишок, а також запропоноване технічне рішення пристрою для закріплення нерухомої вітки талевого каната дають можливість збільшити надійність та довговічність бурових установок, суттєво підвищити ефективність бурових робіт.

Основний зміст роботи викладено у наступних друкованих працях.

1. Харченко Є. В., Левринець В. М. Розрахунок гальмівних режимів роботи підіймальної системи бурових установок // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів: Вісник Державного університету „Львівська політехніка”.–

Львів: Вид-во ДУЛП, 2000. – № 396. – С. 98–103.

2. Харченко Є. В., Левринець В. М. Розрахунок нестаціонарних поперечних коливань бурових вишок // Оптимізація виробничих процесів і технічний контроль у машинобудуванні і приладобудуванні: Вісник Державного університету „Львівська політехніка”. – Львів: Вид-во ДУЛП, 2000. – № 412. – С. –104.

3. Харченко Є. В., Левринець В. М. Алгоритм розрахунку хвильових процесів, що виникають в бурильній колоні під час гальмування // Оптимізація виробничих процесів і технічний контроль у машинобудуванні і приладобудуванні: Вісник Національного університету „Львівська політехніка”. – Львів: Вид-во НУЛП, 2001. – №. 422 – С. 91–97.

4. Левринець В. М. Порівняльний аналіз результатів експериментальних і теоретичних досліджень гальмівних режимів роботи бурової установки // Науковий вісник: Збірник науково-технічних праць. – Львів: Вид-во УкрДЛТУ, 2001. – Вип. 11.1. – С. 63–67.

5. Харченко Є. В., Левринець В. М. Математична модель кінематично зв'язаних поздовжньо-поперечних коливань бурової щогли з пакетом свічок бурильних труб // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів: Вісник Національного університету „Львівська політехніка”. – Львів: Вид-во НУЛП, 2001. – № 434. – С. 110–117.

6. Харченко Є. В., Левринець В. М. Апроксимація механічних характеристик гальмівних пристроїв бурових установок // Вісник Східноукраїнського національного університету. – Луганськ: Вид-во СНУ. – 2001. – № 11 (45). – С. 148–154.

7. Деклараційний патент 40799А Україна, МПК В66В1/44. Механізм для кріплення нерухомої струни талевого каната підіймального механізму. / Харченко Є. В., Левринець В. М. (Україна). – №2000042282; Заявл. 21.04.2000; Опубл. 15.08.2001, Бюл. № 7. – 3 с.

8. Харченко Є. В., Демків В. Й., Левринець В. М. Математичне моделювання гальмівних і аварійних режимів роботи бурових установок // Надійність машин та прогнозування їх ресурсу: Доповіді міжнародної науково-технічної конференції. – Т. . – Івано-Франківськ, 2000. – С. 353–359.

9. Левринець В. М. Експериментальне дослідження гальмівних режимів роботи бурової установки // 5-й Міжнародний симпозіум українських інженерів-механіків у Львові: Тези доповідей. – Львів, 2001. – С. 35.

анотація

Левринець В. М. Динамічні процеси в бурових установках під час гальмування колони бурильних труб. – Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.02.09 –