Развитие методологии моделирования процессов технологии бурения и скважинных механизмов

Для анализа сходимости теоретических и экспериментальных исследований нагруженности шарошек вектор-сила и вектор-момент , определенные в результате эксперимента, были приведены к центру системы координат x₂y₂z₂ точке О₂ и определены вектор-сила и вектор-момент в проекциях на оси x₂, y₂, z₂ (рисунок 9).

На рисунке 10 представлена графическая интерпретация результатов экспериментальных исследований нагруженности второй шарошки [4].

Проекции главного вектора сил, Н

Проекции главного вектора момента сил, Н*м

Рисунок 10 Диаграммы изменения проекций главного вектора и главного момента системы сил, действующих на шарошку со стороны разрушаемой породы

Из анализа полученных результатов следует, что характер изменения параметров в двух последовательных оборотах шарошки при одинаковом угле поворота сохраняется. Он также сохраняется на различных режимах и при разных видах забоев. Таким образом, наблюдается тесная связь между нагруженностью секции долота и расположением зубьев на ее шарошке.

Нами разработана твердотельная модель [4, 13], являющаяся точной трехмерной компьютерной копией долота 1АВ-215,9МЗГ, физическая модель которого использовалась при проведении экспериментальных исследований. При этом размеры входящих в сборочную единицу деталей были выполнены с учетом заданной на рабочих чертежах точности изготовления. Очевидным преимуществом твердотельного моделирования является создание точной трехмерной компьютерной модели долота, позволяющей лучше визуально представить изделие. Поверхность забоя представлена огибающей семейства поверхностей, описываемых зубками всех трех шарошек в процессе вращения их вокруг своих осей и вращении долота. Работа динамической подсистемы «забой - шарошечное долото» описана изменением во времени и пространстве основных кинематических, силовых и технологических параметров (угловыми скоростями вращения долота и шарошек, нагрузкой и крутящим моментом на долоте, нагрузками, действующими на шарошки, механической скорости бурения), определенных на физической модели в процессе бурения конкретной породы в дискретные промежутки времени, равные 0,02 секунды.

Эмуляция работы системы выполнена средствами программы моделирования 3D Studio MAX 3.0 и используется в учебном процессе в качестве пособия.

В результате исследований теоретически обоснована и экспериментально апробирована имитационная модель работы шарошечного долота на разрушаемом забое, получена зависимость кинематических и технологических параметров долота от конструктивных параметров его элементов и физико-механических свойств разрушаемой породы, разработана твердотельная модель долота, используемая в учебном процессе.

В пятом разделе приводятся методики построения моделей технико-технологических характеристик гидравлических забойных двигателей с целью применения такой методики и характеристик для повышения эффективности работы турбобуров и ВЗД, а также совершенствования технологии бурения скважин [1, 5, 7, 8].

Использовавшиеся до настоящего времени модели технологических характеристик гидравлических забойных двигателей (в частности, зависимость момента, развиваемого турбобуром, от частоты вращения его вала M_л = f(n)) малоинформативны, в крайних точках на координатных осях не соответствуют реальной кривой M_в = f(n), даже при работе ГЗД на стенде без нагружения двигателя соответствующими осевыми усилиями при его постоянной работе на деформируемом забое.

Для устранения приведенных и других недостатков в моделях технологических характеристик гидравлических забойных двигателей применен системно-аналитический подход и использован предложенный принцип реализации энергии в динамических системах. Нами разработаны модели технологических характеристик турбобура (ТХТ) и винтового (типа Д) забойного двигателя (ТХВ) [5, 7, 8].

Как следует из наших исследований по передаче энергии (и мощности N_i) объектам, в любой системе до 33% энергии (ДЭ) расходуется на переменную по характеру работу двигателей. Расход ДЭ заложен природой для регулирования работы системы, например, в качестве катализатора некоторых энергетических процессов. В механизмах применяемой техники ДЭ проявляется в виде переменных процессов или вибраций, а в природе - и в виде разных материальных полей.

Применительно к работе турбобура типа ЗТСШ1-195 при расходе промывочной жидкости Q = 30 л/с и затратах мощности 83 кВт в рабочем режиме на вибропроцессы расходуется 27…30 кВт, т.е. около 33%. Такой же результат получен в системе «вход жидкости в турбобур и ее выход из него» при общей затраченной гидравлической мощности N_гт = 150 кВт. В N_i, кроме основных, входят потери энергии: в сужениях ГЗД - N_с, в пространстве между турбинками - N_ут, в каналах турбины - N_ка и обусловленные завихрениями и ударными потерями энергии (N_ув) в лопатках турбины, что составляет 15, 5, 21 и 28 кВт, соответственно. Величины N_с и N_ут расходуются на гидросопротивления вне межлопаточного пространства, тогда как (N_ув + N_ка) - внутри него.

Необходимо всегда учитывать, что при исследованиях работы турбины турбобура в процессе углубления скважины сначала происходит торможение вала или снижение n, а затем появляется дополнительный момент ДМ [8].

Вращающий момент M_в в рабочей части ТХТ (в общем случае) необходимо рассчитывать как [1]

,(21)

гдеM_J - вращающий момент, расходуемый на вращение ротора ГЗД и присоединенных к ротору других элементов весом G_вр; M_ст - составляющая M_р в момент приложения осевого усилия (нагрузки) G_ст на долото; при этом G_ст принята условно, т.к. состоит из гидравлического усилия на долото G_гв и G_вр, и периодически действует обычно как внезапно приложенная к рассматриваемому объекту в конкретной системе (подсистеме).

Кроме того, потенциальный вращающий момент, например, на валу двигателя, не реализуется без начального движения (вращения), поэтому в динамической постановке задач такого характера лучшими вариантами являются модели, в которых по оси абсцисс откладывают частоту n. Это необходимо при исследованиях технологических процессов по передаче энергии объектам, в частности, на забой скважины при их углублении. Параметр n связан со временем (со скоростью и направлением передачи энергии), т. е. от n в первую очередь зависит эффективность преобразования энергии и скорость ее реализации, а вращающий момент по размерности является аналогом энергии.

Для построения общего вида новых моделей ТХТ (рисунок 11) и ТХВ применимы простые формулы, усложнение которых может потребоваться при описании моделей и процессов в их характерных частях или точках, в частности на границах влияния рассматриваемой и коммуникативных к ней систем. При этом необходимо правильно выделять соответствующие решаемым задачам системы, т.е. все системы, изменяющие уровень компонентов, обуславливающих передачу энергии от ее источника до потребителя. Закономерность, согласно которой передается энергия от ее источника потребителю, в идеальном случае названа нами закономерностью «трех синусоид» [5], при этом КПД работы механических систем - менее 80% с редким его превышением из-за влияния коммуникативных систем. Основная закономерность показана на рисунке 11 и заключается в следующем.

Рисунок 11 Изменение во времени вращающего момента на валу турбобура с учетом частоты вращения

Энергия от источника, расположенного в точке 12, поступает в рассматриваемую систему, где энергия по кривой (в идеале - по синусоиде) 12-13-17-3 преобразуется в другой вид. В нашем случае энергия потока жидкости с определенными потерями в турбине преобразуется в механическую энергию вращаемых элементов. Затем рассматриваемая система, или процесс в ней, перестраиваются для приема новой порции энергии от ее источника (т. 12). Описанный процесс повторяется, и иногда нарушается, или изменяется в зависимости от состояния источника энергии, рассматриваемой системы и потребителя энергии, или под влиянием коммуникативных систем и подсистем.

Направление процессов, связанных с передачей энергии, принято отмечать векторами и их модулями. На рисунке это отмечено линиями 12-4, 4-10 и 10-12, тогда как результирующий вектор по модулю равен расстоянию 12-12, а проекции векторов откладывают на оси абсцисс. В системах, близких к безинерционным, точки 12 совмещаются с указанной осью, но в нашем случае в турбобуре при его непрерывной работе всегда есть минимальный запас энергии и т.т. 12 расположены выше оси абсцисс. На рисунке 11 изменение энергии демонстрируется на примере изменения момента вращения М_в вала турбобура, а график мощности на валу турбобура N_т строится согласно известному уравнению , где частотой вращения вала n отмечают скорость изменения М_в и соответственно N_т, откуда следует, что график N_т будет построен по принципу построения М_в, но максимумы М_в= f(n) и N_т =f(n) располагаются в разных частях моделей ТХТ, считая от оптимальной величины n=n_оп.

На рисунке 11 приведена часть модели ТХТ по M_в, где энергия передается по трем характерным участкам. В модели ТХТ по оси абсцисс отложены частота n и время t. Преобразующими элементами в системе турбобура являются лопатки статора и ротора турбинок и вал с присоединенными к нему деталями, а система процесса передачи энергии состоит из преобразования, передачи и перестройки темпа и направления передачи энергии.

Пояснения к рисунку 11. Кривые 12-13-3-4 отражают процесс преобразования энергии, а 4-6-10 и 10-22-12, соответственно, - процесс передачи энергии и перестройки в ее передаче. Параметры М_т, n_х, М_оп, n_оп известны из обычно представляемой модели ТХТ в линейной форме М_л = f(n), в которой информативность весьма мала. Линия 3-(6-7)-10 указывает направление передачи энергии; точка 23 соответствует другому началу координат при его сдвиге на 16,5% вправо, когда линию М_т-n_х заменяют на 3-7-14, в результате чего повышается точность расчетов параметров ТХТ с использованием М_в = f(n). Главный момент инерции вращаемых элементов ротора и присоединенных к нему элементов ГЗД обозначен как М_j; момент М_не и М*_не - суммы «непроизводительных» моментов сопротивления М_с валу ГЗД, причем М*_не соответствует моменту, когда осевое усилие от долота на забой скважины G_з = 0; М_д - динамическая составляющая момента М_с при деформации горных пород на забое скважины под действием динамической G_д составляющей общей G_з.

Точки на рисунке 11 характеризуют: 1 - пусковой момент М_пу; 2 - изменение направления кривой М_в = f(n) ; 3 - максимум М_в; 4 - начало кривой передачи энергии потребителю, при этом тт. 3 и 4 могут быть совмещены; 5 - минимально устойчивую n=n_min; 6 -о птимальную величину M_в = М_оп; 7 - рабочую эффективную n (кривая 6-7 «удлиняется» во времени под действием G_з); тт. 8, 9, 10 - соединение соответствующих кривых с кривой М_в = f(n); тт. 10 и 12 - начало и конец перестройки рассматриваемой системы, при этом т. 12 - минимум М_в; тт. 11 и 13, 15-17 - это точки пересечения соответствующих линий, но т. 17, как характерная в идеале должна располагаться на середине линии 4-12; т. 18 - разгрузку (по эффективности процесса) осевой опоры ГЗД при n=n_ргi; тт. 19-21 - пересечение линий от точек разгрузки осевой опоры с линией минимально допустимой части М^/_j; тт. n_о, n_min - «тормозную» величину n и минимально устойчивую n; т. n_рэ - рабочую эффективную величину n; т. n_max - максимально возможную n_р в конкретных условиях углубления скважины; n_хт - величину n при М_в = М_min, т.е. условная точка на зависимости М_в = f(n); т. n^*_х - величину n_max при переносе n_х в точку 14.

Области I - VI соответствуют характерным режимам работы турбобура с его устойчивым режимом в области III, когда n = n_min… n_рэ.

В диссертационной работе приводится метод построения одного из вариантов графика зависимости M_в = f(n) для турбобуров 3ТСШ1.

В соответствии с предложенной моделью ТХТ разработаны методы расчета ее рабочих параметров, например, n_р [1, (5.33)] и М_j [1, (5.38)].

На рисунке 11 показаны направления А, Б, и В, которые можно считать индикаторами соответствия модели реальному процессу передачи энергии в системах. Такие направления проводят под прямым углом к линиям, соединяющим конечные точки трех кривых, в частности синусоид, отображающих процессы по реализации энергии, переданной через систему от источника энергии ее потребителю, например, направлениями А и Б показывают, в каком месте зависимости М_в = f(n) находится М_оп, М_вmin (N_хт). Из вышеизложенного следует возможность достаточно быстрого построения М_в = f(n), причем для определенного типа ГЗД.

В диссертационной работе представлена также предложенная нами модель технико-технологической характеристики по затратам энергии, вращающего момента М_вз и мощности N_вз на валу винтового забойного двигателя ВЗД (ТХВ) модели ДРУ2-172РС [7].

Для аналитического описания зависимостей М_в = f(t), М_в = f(n), представленных на рисунке 11, можно воспользоваться методикой, описанной на стр. 17-18 автореферата.

При наличии диапазона неоднозначности функции М(n) на рассматриваемом участке (например, участок 10-11-22-12 на рисунке 11) для описания зависимости необходимо перейти к функции n(М) на этом участке и описать ее полиномом третьей степени.

Разработанная с применением системно-аналитического подхода и закономерности реализации энергии в динамических системах методика построения моделей характеристик забойных двигателей применима ко всем системам, в которых энергия передается от источника к потребителю, в частности, к системам, определяющим процессы углубления скважины.

В шестом разделе приводятся результаты по совершенствованию методики проектирования режимных параметров при турбинном бурении и результаты выполнения исследовательских и опытно-конструкторских работ по отработке конструкций автономного механического устройства для формирования осевой нагрузки на долото при бурении наклонно-направленных и горизонтальных скважин турбинным способом, а также разработке и испытанию устройства для роторно-шпиндельного способа бурения скважин [1, 2, 15, 17, 18, 19].

Для расчета рабочих n (n_р) вала турбобура и G_з при турбинном бурении разработано несколько формул, что закономерно для сложного технологического процесса углубления скважин турбинным способом, при котором многие технологические параметры жестко взаимосвязаны, причем иногда при существенном влиянии случайных факторов. Имеют место и субъективные ошибки, когда в расчеты или в опытные величины параметров исследователи включают (или наоборот - не включают необходимые) параметры, не оказывающие заметного влияния на конечный результат.

В диссертационной работе приводится методика проектирования и расчета n_р и G_з [1] с учетом: исследований затрат потребляемой мощности при работе турбобура в процессе углубления скважины, анализа процессов при турбинном бурении, разработок характеристик турбобуров.

Зная величины n_р и принимая модель характеристики турбобура по моменту вращения его вала, например, упрощенную линейную, находим текущее значение М_в:

, (22)

гдеМ_оп, n_х - оптимальный вращающий момент на валу турбобура и его (вала) частота вращения.

Затем с учетом (21) рассчитываем вращающий момент М_р по формуле

; (23)

,(24)

где М_о, М_п, М_рд, М_кц - вращающие моменты, расходуемые на трение долота о стенки скважины, на трение в осевой и радиальной опорах турбобура, а также на взаимодействие калибраторов и центраторов, присоединенных к валу турбобура [1]; ?М - вращающие моменты, расходуемые на вращение маховика, закрепленного на валу ГЗД, на крутильные колебания вала и др., часто не учитываемые.

Величину G_р определяем с учетом (23) и (24) по формуле

,(25)

гдеМ_у - удельный вращающий момент при работе долота на забое скважины.

Приведенная в работе методика расчета n_р, М_р, и G_р достаточно проста и точна, согласно ее можно проверять и результаты опытных, в том числе и промысловых, исследований.

Задачи по определению давления на выходе буровых насосов Р_н, подачи промывочной жидкости Q в бурильную колонну и перепада давления в промывочном узле долота Р_д решались неоднократно, но из информации об этих параметрах следует, что совершенствование методов их расчета, особенно с целью рационального расходования энергии А (или мощности N_i), создаваемой в наземном оборудовании, не закончено.

При этом необходимо, чтобы эффективное расходование на разрушение горной породы на забое скважины части А (?А) или N_i, сформированных на устье скважины, обусловлено уровнем запроектированных и постоянно необходимых: осевой нагрузки на забое скважины G₃, нагрузки на долото G, гидравлической нагрузки G_г (приравниваемой к статической G_ст части G), осевого усилия на осевую опору (пяту) Т_п, времени контакта вооружения (зуба) долота с забоем - ф_к, частоты вращения долота n (или вала), вращающего момента в осевой опоре двигателя М_п, рабочего момента М_р, на забое скважины (М_р?G₃).

В связи с вышеизложенным считаем, что P_maxР_оп, но при этом Q = Q_тн, G₃ и G должны быть определены, как технологически необходимые, когда G₃ рассчитывают с учетом свойств разбуриваемых горных пород и характера их деформации под зубьями или резцами долот, например, как

G₃ = Р_ш • F_к = Р_ш • F_k1 • k_z,(26)

где Р_ш - твердость горной породы по штампу; F_к1 - площадь контакта одного зуба долота в момент приложения к породе усилия G₃/k_z или одной из составляющих G₃, например, статической части - G_ст, и динамической G_д; k_z - количество зубьев долота, участвующих в одновременном силовом контакте с породой; F_к=k_z • F_к1; k_z = 3-5 для шарошечных долот диаметром 215,9 и 295 мм, соответственно.

В работе [1] величину Р_max для турбобуров с коэффициентом циркулятивности у_ц = 1 и равенстве коэффициентов активности m_а и реактивности m_р предложено определять с учетом обоснованных величин Т_п:

,(27)

где G_max - максимальная величина G в одном интервале одинаковой по буримости пород или в интервале долбления; G_вр - усилие от веса вращаемых совместно с ротором забойного двигателя элементов; Р₁ - суммарный перепад давления (потери напора) на доразрушение горных пород струей жидкости, выходящей из насадок долот, очистку забоя от выбуренной породы, сопротивление при выходе промывочной жидкости со шламом из-под долота; Т_п - осевое усилие, действующее на осевую опору (расчетное или рекомендованное); F_p - площадь, по которой усилие G_г действует на ротор забойного двигателя.

Формула вида (27) в принципе применима при турбинном бурении и бурении с ВЗД.

Эффективность разрушения породы зависит не только от правильности выбора величины осевой нагрузки на долото, но и от того, насколько точно эта нагрузка будет обеспечена в процессе бурения, особенно при бурении наклонно-направленных скважин с использованием гидравлических забойных двигателей.

Для обеспечения расчетного значения осевой нагрузки на долото предложено в компоновку низа бурильной колонны (между бурильной колонной и забойным двигателем) установить специальное устройство, смонтированное в переводнике [19]. Предлагаемое устройство (рисунок 12) формирования осевой нагрузки на долото (УФОНД) работает следующим образом.

Во время подачи колонны к забою под действием осевого усилия, передаваемого от колонны через переводник 21 и кольца 22, траверса 17 перемещается в направлении к валу 5 гидравлического забойного двигателя, пружина 13 сжимается, зазор между траверсой 17 и втулкой 24 уменьшается, одновременно с этим процессом через посредство дисков 2 подпятника, пяты 6, корпуса 7, втулки 14, траверсы 17 и колец 22 интенсифицируется передача бурильной колонне осевых вибраций от вала двигателя, в результате чего силы трения колонны о стенки скважин снижаются, и колонна более свободно перемещается к забою и быстрей формируется проектная величина осевой нагрузки на долото. В момент времени между подачами колонны, при смещении к забою штока 16 с тарелкой 20 клапана, площадь клапана для протекания жидкости через клапан уменьшается, а гидравлическое осевое усилие на траверсу 17 и далее на вал 5 двигателя возрастает, причем с повышенной пульсацией потока, обусловленной жесткой связью тарелки 20 с пятой 6 устройства, а осевая нагрузка на долото передается с более высоким КПД, чем при отсутствии предлагаемого устройства.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 12 Устройство формирования осевой нагрузки на долото (УФОНД)

Сравнительный анализ положительных качеств и недостатков роторного способа бурения глубоких скважин, бурения с использованием ГЗД и электробуров приведен в работе [1]. Впервые объединить преимущества роторного и турбинного способов бурения предложили в 1992 году Кулябин Г.А. и Кузнецов Ю.С., запатентовав новый способ бурения скважин, условно названный ими "роторно-шпиндельным" способом, при котором между долотом и бурильной колонной размещается специальное устройство, а колонна вращается ротором. У предложенного устройства имеется ряд недостатков, например, нет механизма для повышения перепада давления в потоке промывочной жидкости, которым можно создать необходимое гидравлическое осевое усилие G_г на вал шпинделя, когда нельзя применять струйные насадки долота, особенно при бурении с наполнителями для ликвидации поглощений в скважине, которые делают его применение малоэффективным.

Что касается способа бурения, то его обоснование было выполнено только для шарошечных долот с учетом осевых зубцовых вибраций долота. Бурение с использованием долот режуще-скалывающего действия (РСД) не рассматривалось. На основе стендовых и промысловых исследований Трушкиным О.Б. установлено, что разрушение породы долотами РСД носит скачкообразный характер с 2-я (иногда 3-я скачками) разрушения. Несмотря на то, что природа возникновения осевых вибраций шарошечных долот и долот РСД различна, наличие самих осевых вибраций и скачкообразный характер разрушения породы долотами РСД дают основания сделать предположение, что, разделив функции передачи вращающего момента и осевой нагрузки на долото РСД, и создав условия для широкого регулирования соотношения динамической и статической составляющих осевой нагрузки, а также регулирования частоты вращения долота n, можно увеличить энергию, идущую на разрушение горных пород, увеличить эффективность поражения забоя за единичный оборот долота, тем самым увеличив механическую скорость проходки скважины.

В результате дальнейших совместных исследований нами предложено усовершенствованное устройство для роторно-шпиндельного бурения скважин [1]. Повышение механической скорости бурения обеспечивается тем, что работа устройства отличается воздействием на горную породу путем встраивания между бурильной колонной и осевой опорой?шпинделем, применяемым в забойном двигателе, дополнительного устройства.

Способ бурения заключается в раздельной передаче вращающего момента и осевой нагрузки от бурильной колонны к валу шпинделя и долоту, в расширении возможностей регулирования параметров вибраций бурильной колонны и величин гидравлического усилия G_г, которое формируется путем создания перепадов давления в промывочном узле долота и-(или) в регулируемых по поперечной площади отверстиях для прохода промывочной жидкости в верхней траверсе устройства.

При формировании компоновки бурильной колонны длину сжатой части бурильных труб l_сж, определяют по формуле:

(28)

где С - скорость звука в материале стальных бурильных труб, м/с; - частота осевых зубцовых вибраций долота, Гц; G_ГВ - гидравлическое осевое усилие на вал шпинделя, Н; q_cж - сила веса одного метра стальных бурильных труб в сжатом состоянии, Н/м; G_ТР - осевые силы трения бурильной колонны при движении их к забою скважины, Н.

Таким образом, предлагаемые устройство и способ позволяют сократить длину бурильных труб, находящихся в сжатом состоянии, и регулировать осевые и гидравлические усилия на долото. При этом увеличивается время работы долота и повышается механическая скорость проходки.

Величины G_з, Q_тн и n_i режима бурения при РШ-способе проектируется с применением формул, рекомендованных для турбинного бурения, но с учетом специфики РШ-способа [1].

Опытное бурение с использованием устройства для роторно-шпиндельного способа было осуществлено в декабре 2007 года на скважине №160 куста 109 куста 109 Западно-Мало-Балыкского месторождения (Тюменская область) замещающим способом (до начала испытаний бурение осуществлялось с применением ВЗД).

Испытания проведены в интервале бурения 1820-1950 м с компоновкой бурильного инструмента: долото - БИТ 215,9 ВТ с насадками 11 мм - 4 шт.; устройство РШ длиной 4,5 м диаметром 195 мм, при начальном осевом люфте - 5 мм; УБТ 178Ч80 мм - 9 м; центратор диаметром 203 мм; трубы ПК - 127Ч9,18 мм - 300 м; трубы Д16-Т 147Ч11 мм - остальное; ТВБ - 27 м.

Режим бурения: Расход промывочной жидкости - 27…28 л/c. Давление на стояке (Р_н) - 6,3…7,5 МПа (в основном - 6,3…6,5 МПа), а при расходе Q = 31...32 л/с давление Р_н составляло 9,8…10,5 МПа. Осевая нагрузка на долото - G = 45...70 кН при нагрузке на забой скважины 45…60 кН, динамическая составляющая нагрузки на долото - G_д = 35….40 кН, гидравлическое усилие на долото - G_г = 35…40 кН, а при Q = 32 л/с величина G_г составляла около 55 кН. Частота вращения бурильного инструмента - n = 75 об/мин.

Диаграмма изменения механической скорости проходки представлена на рисунке 13. Механическая скорость проходки V_м в основном изменялась в пределах 23…12 м/ч, при резком ее снижении в процессе интенсивных поперечных вибраций ведущей трубы из-за ее начального искривления; средняя величина V_м ? 14 м/ч и соответствует средней механической скорости, которая была получена с применением ВЗД.

Нарушений в конструкциях элементов бурильного инструмента в процессе бурения не отмечено. После разборки устройства износа его элементов не обнаружено, конструкция устройства РШ работоспособна.

В результате промысловых испытаний подтвердилась перспективность нового способа бурения и предложенного устройства, при использовании долот РСД. Первые модели устройства для РШ-способа были испытаны на Самотлорском месторождении и в Азнакаево (Татарстан) с шарошечными долотами с высокими показателями бурения. Это означает, что РШ-способ и новое устройство для его реализации перспективны при различных моделях долот. При использовании устройства можно получать такие же показатели бурения (и даже выше), как и с ВЗД при снижении стоимости бурильного инструмента и других расходов. Масса бурильной колонны при таком способе бурения на 60-70% меньше, чем при роторном способе и может быть меньше на 10-15% по сравнению с массой колонны при бурении с ГЗД.

Рисунок 13 Изменение механической скорости V_м по глубине скважины

Таким образом, усовершенствованы методы проектирования режимных параметров для турбинного бурения и предложены устройства для их формирования и обеспечения в процессе углубления скважин.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

1. В работе выполнен системный анализ отечественных и зарубежных исследований по разрушению горных пород, по вопросам динамики работы долота на разрушаемом забое, по технико-технологическим характеристикам забойных двигателей и по передаче энергии при углублении скважин и сформулированы научно-технические направления совершенствования процесса углубления скважин.

2. На основе системно-аналитического исследования функционирования системы «буровой насос - бурильный инструмент - скважина» и отдельных ее подсистем впервые предложена трактовка принципа реализации энергии в динамических системах - закономерности «трех синусоид», предложен способ аналитического описания кривых, которые применимы ко всем физическим системам, а в настоящей работе используются нами при разработке моделей технико-технологических характеристик гидравлических забойных двигателей.

3. Разработана схема развития скачков разрушения породы в скважине, объяснены причины реальности такого процесса, обоснована необходимость конструирования и применения зубьев долот с вогнутой породоразрушающей вершиной зуба, предложены формулы для расчета расположения зубьев на шарошке с учетом взаимовлияния их на объем выбуриваемой породы. Разработана и защищена патентом новая конструкция шарошки с эффективным расположением зубьев.

4. Предложена и обоснована новая, отражающая реальные условия работы долота, схема реакции забоя для шарошечных долот ударно-сдвигающего действия с любой формой породоразрушающих элементов, на основании которой создана имитационная модель работы долота на разрушаемом забое. Получена зависимость кинематических и технологических параметров долота от конструктивных параметров его элементов и физико-механических свойств разрушаемой породы. Разработана физическая модель долота, с помощью которой выполнено экспериментальное определение силовых и кинематических показателей работы долота в процессе разрушения породы; разработана твердотельная модель, являющаяся точной трехмерной компьютерной копией физической модели и предложен способ использования результатов отработки физической модели долота для эмуляции работы его твердотельной модели в динамическом режиме.

5. Разработана методика построения моделей технико-технологических характеристик гидравлических забойных двигателей для проводки скважин, которая применима ко всем системам передачи энергии от источника к потребителю, в частности, к системам, определяющим процессы углубления скважины. С использованием предложенной методики построены модели технико-технологических характеристик гидравлических забойных двигателей, учитывающие реальные условия их работы при проводке скважин, и позволяющие повысить эффективность работы турбобуров и ВЗД.

6. Уточнена методика проектирования режимных параметров при турбинном бурении, разработаны новые методы и формулы для расчетов: частоты вращения долота, величины осевой нагрузки на долото и технологически необходимой величины давления на выходе бурового насоса.

7. Выполнены исследовательские и опытно-конструкторские работы по отработке конструкций автономного механического устройства для формирования осевой нагрузки на долото при бурении наклонно-направленных скважин турбинным способом, которое защищено патентом на полезную модель, а также - разработке и испытанию устройства для роторно-шпиндельного способа бурения скважин, промысловыми испытаниями которого с такими же показателями бурения, как и при ВЗД, со снижением стоимости бурильного инструмента и других расходов подтверждена его перспективность.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах

а) монографии

1. Кулябин Г.А. Технология углубления скважин с моделированием процессов в динамике / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин. Тюмень: Изд-во «Вектор Бук», 2008. 196 c.

б) научные статьи в журналах, рекомендованных ВАК РФ

2. Кулябин Г.А. Совершенствование метода расчета давления на выходе бурового насоса / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин // Известия вузов. Нефть и газ. 2007. №4. С. 35-37.

3. Кулябин Г.А. К совершенствованию конструкций элементов буровых долот и повышению эффективности углубления скважин / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин, М.М. Касимов, И.А. Наумов // Известия вузов. Нефть и газ. 2007. №5. С. 24-29.

4. Кулябин Г.А. Моделирование работы трехшарошечного долота на разрушаемом забое / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин, А.А. Хлус // Известия вузов. Нефть и газ. 2008. №2. С. 23-29.

5. Кулябин Г.А. Совершенствование моделей характеристик гидравлических забойных двигателей / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин // Известия вузов. Нефть и газ. 2008. №3. С. 11-17.

6. Долгушин В.В. Исследование кинематики и работы шарошечного долота // Известия вузов. Нефть и газ. 2008. №4. С. 4-11.

7. Кулябин Г.А. Модели характеристик турбобура и ВЗД при реализации подведенной к ним энергии / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин // НТЖ. Строительство нефтяных и газовых скважин на суше и на море. М.: ОАО «ВНИИОНГ», 2008. №7. С. 34-37.

8. Кулябин Г.А. Построение модели характеристики турбобура / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин // Бурение и нефть. 2008. №7-8. С. 12-15.

в) статьи и доклады на конференциях

9. Долгушин В.В. Устройство для экспериментального определения нагруженности опор шарошечных долот / В.В. Долгушин, Н.Н. Комлягина, Э.Л. Комм, А.С. Мокшин, Г.Ф. Перлов // Информационный листок ЛЦНТИ. Л., 1980. №258-80. 4 с.

10. Долгушин В.В. Исследование влияния конструктивных параметров на нагруженность и работоспособность элементов шарошечного долота: Автореф. дис… канд. техн. наук: 05.02.02. Л., 1980. 24 с.

11. Кулябин Г.А. Метод расчета свободных колебаний элементов низа бурильного инструмента и потока промывочной жидкости / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин, А.И. Шиверских // Новые технологии нефтегазовому региону: Материалы 6-й региональной науч.-практ. конф. студентов, аспирантов и молодых ученых. Тюмень: Изд-во ТюмГНГУ, 2007. С. 165-167.

12. Кулябин Г.А. Энергоемкость разрушения горной породы в скважине / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин, М.М. Касимов // Там же. С. 175-178.

13. Кулябин Г.А. Моделирование работы трехшарошечного долота / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин, П.А. Бердов, А.А. Хлус //Современные технологии для ТЭК Западной Сибири: Сб. науч. трудов второй Всерос. науч.-практ. конф. Западно-Сибирского общества молодых инженеров нефтяников при Тюменском государственном нефтегазовом университете. Тюмень: Изд-во ТюмГНГУ, 2008. С. 14-16.

14. Долгушин В.В. Исследование работы шарошечного долота на разрушаемом забое. //Там же. С. 43-46.

15. Кулябин Г.А. Устройство для роторно-шпиндельного бурения скважин / Г.А. Кулябин, В.В. Долгушин, М.М. Касимов, Д.Г. Махмутов //Там же. С. 80-83.

16. Долгушин В.В., Дудырев А.В. Системно-аналитический подход к решению проблем в бурении скважин / В.В. Долгушин, А.В. Дудырев // Новые технологии нефтегазовому региону: Материалы 7-й региональной науч.-практ. конф. студентов, аспирантов и молодых ученых. Тюмень: Изд-во «Вектор Бук», 2008. С. 59-62.

17. Долгушин В.В., Бердов П.А., Дудырев А.В., Махмутов Д.Г. Устройство для формирования осевой нагрузки на долото (УФОНД) / В.В. Долгушин, П.А. Бердов, А.В. Дудырев, Д.Г. Махмутов //Там же. С. 71-74.

г) патенты на полезные модели

18. Шарошка бурового долота: пат. 71370 Рос. Федерация: МПК⁸ Е21В 10/16 / Кулябин Г.А., Долгушин В.В., Кулябин А.Г., Касимов М.М.; заявитель и патентообладатель Тюменский государственный нефтегазовый университет. № 2007135695/22; заявл. 26.09.2007; опубл. 10.03.08, Бюл. №7. 2 с.: ил.

19. Устройство для формирования осевой нагрузки на долото: заявка 2008123783/22 Российская Федерация: МПК⁸ Е21В 4/02 / Кулябин Г.А., Долгушин В.В., Касимов М.М., Махмутов Д.Г.; заявитель Тюменский государственный нефтегазовый университет; заявлено 11.06.2008; дата решения о выдаче патента 18.07.08.

Размещено на Allbest.ru