Разработка теоретических основ снижения потерь осевой нагрузки при бурении горизонтальных скважин

Галеев, Ахметсалим Сабирович

Машины и агрегаты нефтяной и газовой промышленности

автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.07, диссертация на тему:Разработка теоретических основ снижения потерь осевой нагрузки при бурении горизонтальных скважин

доктора технических наук: Галеев, Ахметсалим Сабирович
город: Уфа
год: 2000
специальность ВАК РФ: 05.04.07
цена: 450 рублей

Диссертация по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению на тему «Разработка теоретических основ снижения потерь осевой нагрузки при бурении горизонтальных скважин»

Автореферат диссертации по теме "Разработка теоретических основ снижения потерь осевой нагрузки при бурении горизонтальных скважин"

гГБ ОД

2 Я КЮй »

На правах рукописп

Галеев Ахметсалим Сабирович

РАЗРАБОТКА ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ОСНОВ СНИЖЕНИЯ ПОТЕРЬ ОСЕВОЙ НАГРУЗКИ НА ДОЛОТО ПРИ БУРЕНИИ ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ СКВАЖИН

Специальность 05.04.07 «Машины и агрегаты нефтяной и газовой промышленности»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Уфа 2000 г.

Работа выполнена в Уфимском государственном нефтяном техническом университете

Научный консультант: доктор технических наук, профессор

Султанов Байрак Закиевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор,

член-корреспондент РАН Ильгамов М.А.

доктор технических наук, профессор Юртаев В.Г.

доктор технических наук Ишбаев Г.Г.

Ведущее предприятие: БашНИПИнефть

Защита состоится « 9 » июня 2000 года в 15 ю на заседании диссертационного совета Д 063.09.04. при Уфимском государственном нефтяном техническом университете (УГНТУ) по адресу: 450062, г.Уфа, ул. Космонавтов, 1

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке УГНТУ Автореферат разослан « 6 » мая 2000 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук И.Г. Ибрагимов

¡¿19,1.121.6-563-01,

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы

При бурении горизонтальных скважин возникает проблема поддержания достаточной осевой нагрузки, необходимой для эффективного разрушения: породы на забое скважины. Это связано с резким увеличением сил сопротивления движению бурильного инструмента на горизонтальном участке скважины. Действие сил сопротивления описано многими исследователями. Однако, эти результаты получены, как правило, для вертикальных и наклонных скважин. Тем более что при бурении таких скважин не возникали задачи, связанные с необходимостью уменьшения сил трения. А в исследованиях прихватов буриль ного инструмента последние рассматривались лишь как аварийные ситуации г соответствующим решением возникающих задач.

Цель работы: Разработка теоретических основ снижения потерь осевой нагрузки на долото при бурении горизонтальных скважин.

Основные задачи работы:

1. Исследование особенностей проявления сил контактного трения при горизонтальном бурении.

2. Исследование взаимного влияния сил контактного трения и колебательного движения бурильной колонны.

3. Разработка метода снижения силы контактного трения путем возбуждения продольных колебаний бурильной колонны.

4. Разработка метода снижения силы контактного трения путем возбуждения крутильных колебаний

5. Разработка методики контроля осевой нагрузки на забое скважины

6. Разработка технических устройств для снижения сил трения на горизонтальном участке.

Научная новизна работы. Впервые подробно рассмотрены вопросы влияния сил контактного трения на распространение продольных колебаний по бурильной колонне и обратного влияния продольных колебаний бурильной колонны на силу трения. Исследован пропесс распространения волны нагрузки при подаче бурильного инструмента. Установлены закономерности взаимодействия бурильной колонны со стенками скважины. Разработан метод снижения силы трения путем установки вибраторов вдоль бурильной колонны и возбуждения продольных колебаний. Предложены активные и пассивные антифрикционные волновые компоновки (АВК) низа бурильной колонны для бурения скважин с протяженным горизонтальным участком. Решены принципиальные вопросы проектирования АВК. Сделаны оценки необходимой мощности и количества вибраторов. Получены оценки дальности распространения крутильных колебаний по бурильной колонне и влияния крутильных колебаний на осевую составляющую силы трения. Рассмотрены вопросы совместного влияния продольных и крутильных колебаний на осевую составляющую силы трения. Получены оценки влияния замков на увеличение силы трения в горизонтальных скважинах и на распространение продольных колебаний по бурильной колонне. Обоснован механизм действия ясса на зону прихвата. Доказано, что применение ясса позволяет увеличить зону воздействия на прихваченный участок в два раза. Решены основные вопросы проектирования вибратора с перекидным клапаном

Аналитически обоснованы следующие известные экспериментальные результаты:

■ возможность получения забойной информации по бурильной колонне в процессе бурения при больших глубинах скважины;

■ модуляция в процессе распространения продольных колебаний от забоя к устью высокочастотной составляющей низкочастотными составляющими колебаний;

■ снижение скорости распространения фронта волны нагрузки с глубиной при подаче бурильного инструмента.

Практическая ценность работы:

■ разработана оригинальная конструкция гидравлического вибратора для бурения скважин;

0 получены закономерности влияния колебательного движения колонны в процессе бурения на осевую нагрузку на долоте;

В решены основные задачи проектирования антифрикционной виброволновой компоновки низа бурильной колонны;

В разработаны методы оценки влияния замков на потери осевой нагрузки при проводке горизонтальных скважин;

О предложен способ снижения прихватоопасности бурильного инструмента.

Внедрепие результатов работы. Гидравлические вибраторы с перекидным клапаном внедрены в Азнакаевском УБР АО «Татнефть» и Туймазинском УБР АНК «Башнефть».Опыт работы подтвердил работоспособность устройства при бурении как забойными двигателями, так и роторным способом, и экономическую эффективность при роторном способе бурения за счет создания дополнительной динамической нагрузки на долото и улучшения очистки забоя.

Апробация работы. Основные положения работы были доложены и обсуждены на:

Я Третьей всесоюзной конференции по динамике, прочности и надежности нефтепромыслового оборудования, Баку, 1983 г.; Я Всесоюзной научно-технической конференции: "Нефть и газ Западной Сибири", Тюмень, 1985г.; 0 Республиканской научно- технической конференции, Уфа, 1986 г.; а Краевой научно-технической конференции молодых ученых и специалистов. Ставрополь, 1987 г. в Международном семинаре «Горизонтальные скважины», Москва, 1997

■ Научно-технической конференции «Проблемы нефтегазового комплекса России», Уфа, 1998

Публикации. По результатам выполненных исследований опубликовано 23 работы и получено 10 авторских свидетельств на изобретения.

Работа выполнена в Уфимском государственном нефтяном техническом университете в 1983. .1999 г.

Соискатель благодарен за доброжелательное отношение и активную помощь в проведении промысловых исследований коллективам АНК «Баш-нефть», ОАО «Татнефть», ТОО «фирма ДиаМех», а также профессору Габдра-химову М. С. за многолетнее плодотворное сотрудничество.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Исследованиями продольных колебаний бурильной колонны и ее взаимодействием со стенками скважины занимались Александров М.М., Балицкий В.П., Балицкий П.В., Габдрахимов М.С, Гулизаде М.П., Гуреев Й.Л., Ишемгужин Е.И., Калинин А.Г., Керимов З.Г., Копейкис М.Г., Копылов В.Е., Мавлютов М.Р., Санников Р.Х., Симонов В.В., Середа Н.Г., Султанов Б.З. Черемных А.Г., Эйгелес P.M., Юнин Е.К., Юртаев В. К. и др. Из зарубежных исследователей наиболее известными являются Вудс Г., Дейринг Д.В., Дейли Ф., Лубинский А., Луцки 3., Песлей П.Р. Однако ряд вопросов динамики бурильной колонны требует своего дальнейшего развития.

Во введении дано обоснование актуальности темы исследования, определены основные задачи исследований, сформулированы требования к научной новизне и практической ценности.

В первой главе представлен обзор работ о взаимодействии бурильной колонны со стенками скважины. Движение бурильной колонны в скважине сопровождается действием большего числа сил сопротивлений. Согласно исследованиям Александрова М. М. взаимодействие бурильной трубы со стенками скважины в вертикальной скважине происходит только по замкам. При бурении наклонных скважин происходит касание и по телу трубы, а при больших зенитных углах

касание происходит и в отсутствии осевой нагрузки Значение силы сопротивления при бурении скважин в обычных (не аварийных) ситуациях 150 ... 200 кН и растет с увеличением глубины скважины: каждые 1000 м спущенных труб, после глубины 2 км, соответствуют дополнительному повышению нагрузки на крюке на 30 ... 50 кН за счет силы сопротивления. Главным, наиболее значимым из сил сопротивлений, является сила контактного трения. Значение силы контактного трения определяется коэффициентом трения и силой нормальной реакции стенок скважины. Сила нормальной реакции зависит от веса бурильного инструмента, осевого усилия, жесткости колонны и формы траектории скважины. Значение коэффициента трения зависит от породы, промывочной жидкости и скорости проскальзывания.

Действие сил контактного трения приводит к демпфированию колебаний бурильной колонны. Однако эти силы одновременно служат и источником автоколебаний за счет «скачка» сил трения при переходе от трения покоя к тренте скольжения. Силы трения приводят к уменьшению осевой нагрузки на долото. Для снижения влияния сил контактного трения применяют различные смазывающие компоненты, добавляемые в буровой раствор: СМАД, СГ, КАВС, графит, сырая нефть с кремнийорганической жидкостью и др. Уменьшения сил трения можно добиться и механическим путем за счет уменьшения сил нормальной реакции стенок скважины путем установки центраторов вдоль сжатого участка бурильной колонны.

Несмотря на значимость сил контактного трения, при решении задач динамики бурильной колонны, действием этих сил очень часто пренебрегают или заменяют их силами вязкого трения. Продольные колебания бурильной колонны при наличии вязкого трения описываются линейным уравнением в частных производных

аги ди 2 дги -

—r- + 2v--а —r- = 0

8t2 8t дхг ' {h

где U = U (х, t) - смещение сечения х колонны в момент времени t, v - коэффициент, характеризующий вязкое трение;

а — скорость звука в металле. Движение же колонны с учетом сил контактного трения в случае прямолинейной скважины и не потерявшей продольную устойчивость колонны, описывается уравнением

dzU , . (dU\ ,{d2U^

— + к • g - sin а • sgn

-а2

V у

дхг ,

= С

dt1

где к - коэффициент сухого трения; g - ускорение свободного падения; а - зенитный угол.

Уравнение (2) нелинейное, что и объясняет частый отказ от рассмотрения сил сухого трения в динамике бурильной колонны.

Исследованию колебательного движения бурильной колонны с учетом сил контактного трения посвящены работы Ф.А. Абдулладзе, C.B. Белокобыльского, М.И. Мелешкиной и A.M. Позднякова, А. Г. Панфилова, Б.З. Султанова, Е.К. Юнина и др. Однако в этих работах не анализируется влияние колебаний на величину силы трения.

Вместе с тем, в общетехнической литературе широко рассматриваются вопросы о взаимосвязи сил сухого (контактного) трения и колебательного движения. Возбуждая колебания тел, можно управлять их движением путем управления силами трения. Эти исследования осуществлены для механических систем с конечным числом степеней свободы, в то время как бурильная колонна имеет неограниченное число степеней свободы, и необходимы дополнительные исследования для приложения этих результатов в бурении скважин.

Возбуждая колебания бурильной колонны путем установки вибраторов можно существенно уменьшить силы сухого трения. Существует ряд конструкций вибраторов, разработанных для увеличения динамической нагрузки на забой скважины, которые можно йспользовать для этой цели. Тем не менее, несмотря на их высокую эффективность, вибраторы не получили распространения в эксплуа-

тационном бурении на нефть и газ, что объясняется сложностью конструкций и высокими требованиями к качеству промывочной жидкости.

цессах, происходящих на забое скважины. Выделению этой информации среди многочисленных помех посвящено много работ. Основные направления работ: определение частоты работы турбобура и частоты зубковых колебаний, оценка износа вооружения и осевых опор долота, оценка осевой нагрузки на забой скважины. Рассматривались как наиболее естественные два канала связи: гидравлический и акустический. Еще в 1973 году был испытан прибор по определению частоты вращения шарошек долота по акустическому каналу связи. Использование волновых технологий управления силами трения требует дальнейшей разработки акустического канала связи.

Во второй главе рассматриваются особенности (эффекты) проявления сил контактного трения в динамике бурильной колонны. Первый эффект связан о распространением продольных колебаний, возбуждаемых на забое. Известно, /Е.К.Юнин/, что продольные колебания при наличии сухого трения не могут распространяться сколь угодно далеко, и низкочастотные колебания, возбуждаемые на забое должны полностью затухать при длине колонны 5...2000 м. Однако существуют экспериментальные исследования по получению забойной информации на устье скважины и с больших глубин. Это связано с влиянием подвижки бурильного инструмента при его подаче.

Распространение продольных колебаний возбуждаемых на забое, в прямолинейной наклонной скважине по бурильной колонне, не потерявшей продольную устойчивость, при непрерывной подаче инструмента со скоростью V описывается следующими уравнениями:

Вибрация бурильной колонны содержит в себе много информации о про-

где А - амплитуда колебаний, возбуждаемых на забое;

со - круговая частота колебаний.

Если виброскорость колебаний не превышает скорости подачи (механической скорости бурения), то уравнения (3) упрощаются

' д2и 2д2и

-;— а -— = -к • g • sm. а

• дг дх (4)

У Lo = Л - Sin (fl> -0

Уравнения (4) описывают свободное распространение (без затухания) продольных колебаний. Таким образом, контактное трение не препятствует распространению продольных колебаний с виброскоростыо, меньшей скорости подачи.

В процессе бурения этот эффект должен проявляться в виде модуляции высокочастотных составляющих колебаний низкочастотными. Действительно, высокочастотные зубковые колебания имеют незначительную мощность и при неподвижной колонне не могут прорваться с большой глубины до устья скважины. Низкочастотные колебания большой мощности приводят к срыву трения и способствуют прохождению высокочастотных колебаний. Так как при этом виброскорость высокочастотных колебаний ограничивается виброскоростью низкочастотных, возникает модуляция высокочастотных колебаний низкочастотными.

Другой интересный эффект, обусловленный силами сухого трения, невозможный в рамках вязкого трения, — эффект снижения скорости распространения фронта продольной волны нагрузки с удалением от устья скважины при подаче инструмента.

Исследование распространения фронта волны нагрузки проводилось для однородной бурильной колонны в прямолинейной наклонной скважине. Колонна рассматривалась бесконечно длинной, растянутой, находящейся в состоянии покоя. В некоторый момент времени верхний конец колонны начинают подавать с постоянной скоростью V. По колонне начнет распространяться волна возмущения (нагрузки). Время Т, за которое передний фронт волны достигнет сечения колонны х зависит от удаленности этого сечения от устья скважины (Г=Т(х)).

Если не учитывать потерю устойчивости колонны, то ее движение можно описать следующей системой уравнений:

д2и

+ к ■ g - ОС ■

4 = 0=° >

' ди~

эи

1=0

- а

д2Ц дх2

= 0 ,

(5)

Интегрированием уравнений (5) получен закон распространения волны нагрузки; в частности, движение переднего фронта волны нагрузки определяется следующей закономерностью:

1(3,- 4Г"

0<х<

2У-а |

(

2У-а 4 У-а

<х<-

(2п + 1)л- - 2 п(п+1)

к^-ъта

к-^-Бта к^-эта

Ъг-У-а ^ 2{п+\)-У-а -<х<—----

(б)

Как это следует из соотношения (б), скорость распространения фронта волны нагрузки при подаче инструмента скачкообразно изменяется после прохождения определенного расстояния и принимает последовательно значения а, а/3 , а/5, аП и т.д., и может быть выражена приближенной зависимостью:

t>■

Тк^-ьша

СО

При прогнозировании времени распространения волны нагрузки по сжатой бурильной колонне необходимо учитывать уменьшение скорости распространения механических колебаний по сравнению с растянутой колонной и увеличение сил трения за счет спиралевидного изгиба колонны. Запаздывание фронта волны нагрузки в наклонных скважинах глубиной 1000...2000 м в момент достижения забоя составляет 1 ...3 сек., что хорошо согласуется с экспериментальными исследованиями характеристик передаточного звена бурильной колонны, выполненными Г.А, Панфиловым.

При бурении скважин вследствие разных причин возникают прихваты, которые характеризуются столь большими силами трения, что необходимы специальные мероприятия для освобождения колонны. Силы трения при прихвате никак не могут быть описаны линейной моделью вязкого трения, так как в этом случае сколь угодно малая сила приводила бы к освобождению колонны. Прихват образуется за счет сил контактного трения и сил адгезии.

Для ликвидации прихватов во многих случаях применяют специальные устройства - яссы, которые повышают эффективность расхаживания. Понятно, что применение ясса не может увеличить силу расхаживания, прикладываемую к прихваченному участку. Выигрыш в применении ясса заключается в том, что эта сила прикладывается скачком, мгновенно, в результате чего в прихваченном участке возникают динамические явления.

Проведенное аналитическое исследования КНБК с яссом выявляет роль ясса в ликвидации прихвата: действие ясса приводит к скачкообразному приложению нагрузки на прихваченный участок, что ведет к увеличению зоны воздействия нагрузки на прихваченный участок в два раза.

При роторном способе бурения колонна в процессе бурения вращается, в результате чего меняется характер проскальзывания колонны относительно стенок скважины. За счет изменения направления сил трения при вращении колонны потери осевой нагрузки на контактное трение при роторном способе бурения резко уменьшаются. Основные потери происходят за счет сил адгезии и влияния зацеплений на замках и других неоднородностях колонны, которые

становятся очень существенными на горизонтальных участках колонны. Кроме того, продольная составляющая силы контактного трения при роторном бурении пропорциональна скорости продольного перемещения колонны, т.е. при рассмотрении продольных колебаний бурильной колонны при роторном способе бурения контактное трение ведет себя аналогично вязкому треншо, причем коэффициент «вязкости» определяется силой нормальной реакции, коэффициентом контактного трения, угловой скоростью ротора и наружным радиусом труб бурильной колонны.

При движении бурильной колонны в скважине, на нее действует трение со стороны стенок скважины, приложенное главным образом на замки труб бурильной колонны. Силу трения при этом полагают равной произведению коэффициента трения на силу нормальной реакции, направленной перпендикулярно оси скважины. Все это справедливо, пока стенки скважины являются абсолютно ровными, не имеющими выступов и шероховатостей. При наезде же замка на выступающее пре-

пятствие направление силы реакции изменяется и очень значительно (рис.!) , поскольку у существующих труб угол перехода от цилиндрической поверхности

замка к цилиндрической поверхности трубы достаточно велик (35 градусов и более).

. При незначительных осевых нагрузках труба касается стенок только замками, поэтому замок прижимается к стенке с силой, равной весу одной трубы О. Осевое усилие в колонне Р при переходе через замок уменьшится на некоторую ве-

Рис.1

личину ДР. Сила трения Ркр определяется силой нормальной реакции N и коэффициентом тренйя к. Из уравнений равновесия,

DP -Nsina- Fmp eos а = О N cosa - G + F„„ sin a = 0

F__ = kN

определяются потери осевой нагрузке на одном замке при наезде на препятствие.

DP = G ■ (sin а + к eos a)/(cosa -к sin а) При отсутствии препятствия потери осевой нагрузки составляют

DP' = kG .

Из сопоставления полученных значений (рис.2) 20 видно, что изменение сече-

(8),

ния трубы при переходе от

0-.

тела трубы к телу замка при- ^

водит к резкому увеличению <Э потерь на сопротивление. Причем, «препятствия» создаются в процессе бурения перед каждым замком. Ведь выносимый раствором шлам оседает на нижней стенке сква-

у /

У S

—7

(9)

(10)

к = С

к = <

0Í, рад

Рис. 2

жины и скапливается у замков бурильных труб. Так что увеличение потерь происходит по всей длине горизонтального участка в отличие от наклонных скважин, где препятствия появляются случайным образом, и не оказывают существенного влияния на силу трения.

Влияние препятствия зависит от угла на переходе от тела трубы к телу замка. Уже при угле 20 градусов действие препятствий приводит к двойному увеличению потерь осевой нагрузки на трение.

При бурении горизонтальных скважин происходит интенсивное отложение шлама на нижней стенке скважины. Это отмечается и при бурении наклонных скважин с зенитным углом, превышающим 35 градусов. Выпадение шлама при определенных условиях может приводить к затяжкам и прихватам инструмента. Во многих работах отмечаются проблемы с подъемом инструмента из горизонтальных скважин. Для выноса осажденного шлама предлагается включать в компоновку горизонтального участка бурильной колонны скребки, которые при подаче колонны в процессе бурения отрывают шлам от низа скважины и перемещают его в среднюю зону (по высоте), где он (щлам) подхватывается потоком промывочной жидкости. Наибольший эффект от использования таких скребков будет достигаться, если перед каждым наращиванием осуществлять в течение нескольких минут промывку скважины с перемещением колонны в пределах длины ведущей бурильной трубы вверх и вниз. При этом весь осажденный шлам будет подниматься с нижней стенки скважины, и увлекаться потоком промывочной жидкости. Эффект можно усилить за счет одновременного проворачивания колонны ротором. Другим способом снижения силы трения является установка вдоль колонны центраторов с малым углом перехода от тела трубы к телу замка При этом эффект снижения силы трения будет проявляться за счет снижения силы прижатия и за счет снижения угла как это описано выше.

Центраторы можно оснастить на участке перехода от тела трубы к телу замка твердосплавным вооружением (зубками) расположенными по винтовой линии. На нижнем участке правый винт, а на верхнем левый. При появлении затяжек, можно вращать колонну вокруг своей оси. При этом зубья, располагающиеся на участке перехода, будут разрушать участок прихвата и одновременно создавать дополнительное осевое усилие при сжатой колонне и растягивающее усилие при растянутой колонне или же выполнять функцию шнека в рыхлой породе, способствуя рассасыванию зоны завала.

В третьей главе исследуется метод уменьшения неопределенности осевой нагрузки за счет возбуждения продольных колебаний бурильной колонны. Рассматрива-

ется бурильная колонна, опускающаяся с постоянной скоростью V, в которой возбуждены продольные колебания. Скорость произвольного элементарного участка колонны Уа складывается из скорости подачи и скорости колебательног движения.

где - амплитуда виброскороста колебаний.

Если величина виброскорости превышает скорость подачи, то скорость участка знакопеременна, и сила трения, действующая на этот участок, также знакопеременна, что приводит к уменьшению средней по времени силы трения Д Рф по сравнению с силой трения при движении участка без колебаний

Д^р = \Щ-{\-2М/Т) , (12)

где Т - период колебаний участка;

Д Т— интервал периода, в течение которого движение участка происходит вверх.

В предположении о постоянном уровне вибрации по всей колонне, получается следующая оценка средней силы трения Рср для бурильной колонны по сравнению с силой трения при отсутствии колебаний

КР=2-Кж• агсБт(КУ^)Дт . (13)

Значение мгновенной силы трения для всей колонны не может сколь либо существенно отличаться от средней силы трения. Если на длине колонны размещается целое число п волн, то в любой момент времени существует п участков колонны, которые перемещаются вверх и значения мгновенной и средней сил трения совпадают. При дробном п эти силы различаются, приближаясь друг к другу с увеличением п.

Таким образом, возбуждение продольных колебаний колонны приводит к уменьшению силы трения, действующей на колонн}'. Так, из соотношения (13) следует, что для уменьшения силы сопротивления в 5 раз, достаточно возбудить продольные колебания с виброскоростью, превышающей скорость подачи

(механическую скорость бурения) в 3,3 раза. Однако добиться одинакового уровня вибрации по всей колонне невозможно. Колебания, распространяясь от источников колебаний — вибраторов, затухают. Необходимо исследовать, как происходит распространение колебаний от отдельных источников, определить дальность распространения и интенсивность затухания.

Распространение колебаний от гармонического источника в прямолинейной наклонной скважине по растянутой колонне описывается следующими уравнениями

d2U f . Í8U

+ к - g • srn а ■ sgn

a 82U .

0 >

(И)

дг V dt

У Lo = Л-sin (о-0 .

Дальность распространения колебаний L определяется скоростью звука в металле, амплитудой и частотой возбуждаемых колебаний и коэффициентом к] -к-g-sin а, характеризующим ускорение, вызываемой силой трения

L = L(a,o)ik1,A) . (15)

Аналитическими преобразованиями получено, что дальность распространения колебаний может быть выражена следующим образом

L = a-f(s)/a> , (16)

где S~Ao)2/(к ■ g ■ sin а) - безразмерный параметр, выражающий отношение ускорения, вызываемого вибратором, к ускорению, вызываемому силами трения. Функция / найдена путем численного интегрирования задачи (13)

. ¡J2S (S < 0,5), /HL2S (5*0,5). (1?)

Из соотношений (16), (17) следует, что дальность распространения колебаний определяется соотношением:

Ас*2

к-г-$та

к • £ • бш а Аы

<0,5

к-2-5Ша

>0,5

Кроме дальности распространения колебаний имеет важное значение и показатели затухания колебаний вдоль бурильной колонны. Затухание колебаний характеризуется коэффициентом передачи В, который зависит от амплитуды, частоты возбуждаемых колебаний, коэффициента трения и расстояния от источника

В = В (А ,(0 ,к X ) . (19)

По результатам интегрирования задачи (14) установлено, что при значениях параметров, реализуемых в практике бурения на нефть и газ, наибольшее значение имеет удаленность от источника колебаний — х, влияние других параметров незначительно.

В * (х/Ь -I)2 . (20)

По известной дальности распространения колебаний и коэффициенту передачи определена энергия Ер, рассеиваемая колонной за один период колебаний за счет действия сил трения

Ер=2к-{р-рж)-3^-5\па-А-ф> <21)

где р, рж — плотность материала колонны и промывочной жидкости соответственно;

Я - площадь поперечного сечения колонны.

Мощность Щ,, рассеиваемая колонной за счет сил сухого трения определяется энергией Ер (21) и периодом колебаний:

(22)

Влияние вибратора на силу трения ограничивается участком, на котором виброскорость колебаний больше скорости подачи. Задаваясь степенью сниже-

ния силы трения и. можно оценить шшимально необходимую мощность вибраторов в сохраняющей продольную устойчивость бурильной колонне длиной I в прямолинейной скважине

(л/2/1 - 0,75 - 0,5^ • I • к ■ (р - рж )• g • £ • 5Ш а

¥ ! -0,75"-1,5)

(24)

С учетом дополнительного трения за счет потери устойчивости сжатой части колонны эта мощность составит

~ Зл- -0,75 -1,5) '(25

где Р - среднее осевое усилие в колонне;

Я - радиус винтовой линии, по которой расположена бурильная колонна

в скважине;

Е-1 - жесткость колонны на изгиб.

Пользуясь соотношением (25) можно определить минимальную энергию, необходимую для возбуждения колебаний колонны с интенсивностью, достаточной для снижения силы трения в заданное число раз и найти необходимое число вибраторов. Нетрудно убедиться, что в реальных условиях, при бурении сква жин до 2 км для уменьшения сил трения в 5 раз достаточно мощности 2 ... 3 кВт. Эта мощность составляет незначительную часть мощности гидравлического привода. Поэтому в качестве источников (генераторов) колебаний могут быть применены гидравлические вибраторы.

Крутильные колебания также приводят к эффекту «снижения» сил трения. Влияние крутильных колебаний на силу сопротивления можно оценить исходя из уже полученных результатов для продольных колебаний. Рассмотрим, прежде Есего, механизм снижения силы трения при возбуждении крутильных колебаний в колонне. Пусть, какое либо сечение колонны совершает крутильные колебания вокруг центральной оси сечения и одновременно опус-

кается со скоростью, равной скорости подачи ^п бурильного инструмента. Сила фения Ртр направлена против абсолютной скорости точки контакта сечения со стенкой скважины которая складывается из скорости подачи и скоро-

сти колебаний у к

Кбс = К + К . (26)

Составляющая силы трения, направленная перпендикулярно оси скважины не оказывает никакого влияния на процесс подачи бурильного инструмента. Потери осевой нагрузки на трение происходят только лишь за счет осевой составляющей силы трения F0c

Foc-Fmp-Vn/(vn2 + VK2) . С27>

Направление абсолютной скорости ^абс все время меняется за счет изменения скорости колебаний Ук • Поэтому проекция силы трения на осевую линию скважины будет переменной величиной, не превосходящей силы трения. Принимая колебания сечения силы трения на ось гармоническими, с амплитудой а и частотой со можно вычислить среднее значение осевой составляющей силы трения за период колебаний.

J "

о ^ >„2-f«W-smV)

= 2^-jdç>/^l + p2sra2<p 7

где р = а-со/У„ - отношение амплитуды скорости колебаний к скорости подачи;

(р =<£>•/.

Последний интеграл может быть выражен через неполный эллиптический

интеграл первого рода р{<р,х) или через полный эллиптический интеграл первого рода К(х) :

[ а<р 1 г/я- р2 1 1 А Р1

, Ф + ^ sin2 р ~ V¡77/' 12 '1 + р2) 1 + + ■ (28)

Влияние крутильных колебаний на силу сопротивления целесообразно выразить через следующее отношение:

<р

F F

тр

■ (29)

+ Р2)/ 2

Естественно, что это влияние существенно зависит от отношения амплитуды скорости крутильных колебаний к скорости подачи бурильной колонны.

Для оценки влияния крутильных колебаний на колонну в целом необходимо рассмотреть вопрос о распространении крутильных колебаний по бурильной колонне. Пусть на конце колонны возбуждаются крутильные колебания долота с амплитудой а и частотой Возникает вопрос о дальности распространении колебаний и зависимости амплитуды колебаний от удаленности от генератора. Математическая постановка задачи включает в себя дифференциальное уравнение в частных производных и граничное условие на нижнем конце скважины д2ср в дг<р - /кг (др\

} (з0)

<р | = а ■ бшСй; • О ,

где <р(х, () - поворот сечения х в момент времени V. С -модуль упругости сдвига; р - плотность материала трубы;

/- сила нормальной реакции стенок трубы, приходящаяся на 1 м трубы; к - коэффициент трения; /-полярный момент инерции сечения трубы; г - внешний радиус трубы.

Аналогичная задача уже решена для продольных колебаний. Приближенное численное решение этой задачи известно.

2А

рЦЯ'рз)

при ,—^ ^ 0.5

Л (рз)

-> 1Е А

2.1—А0

А со2

при—г-77-0.5

(31)

2?„р(*)* (1-х/4р)2 , да,

где 4Р - дальность распространения продольных колебаний; Вщ. коэффициент передачи продольных колебаний. В приложении к задаче о крутильных колебаниях эти результаты можно представить следующим образом:

[бГ I 2а р]1(укг/р/)

о № 2 I—а со

V Р

а со

при ——п—^ < 0.5

&г/(р1)

а 03

При—:—77—- > 0.5

Лг/{р1) К Лг/{р1)

ВК,(х)*(\-х/1кр)2 .

(33)

(34)

Таким образом, генератор крутильных колебаний возбуждает определенный участок бурильной колонны длиной Хкр, причем амплитуда колебаний уменьшается удалением от источника. Учитывая влияние крутильных колебаний на силу трения в отдельном сечении и зависимость затухания колебаний при переходе от сечения к сечению, можно оценить влияние генератора на участок длиной Ь

Бурильный инструмент участвует одновременно в нескольких колебательных движениях. Так как уравнение колебаний нелинейное, то эффект от совместного действия колебаний на силу трения не равен сумме эффектов от действия каждого колебательного движения. Рассмотрено влияние совместного действия продольных и крутильных колебаний на силу контактного трения. Любой элемент бурильной колонны совершает сложное движение: опускается со скоростью колеблется вдоль оси скважины с частотой И] и скоростью (амплитудное значение) Ут и совершает крутильные колебания с частотой е>2 и скоростью (амплитудное значение), и фазой Ф.

Абсолютная скорость точки контакта в сложном движении определяется как сумма скоростей этой точки во всех движениях. Осевая составляющая силы трения составляет лишь часть силы трения, и степень снижения осевой составляющей силы трения (д) определяется отношением осевой составляющей абсолютной скорости точки контакта к величине абсолютной скорости. Среднее значение коэффициента ¡1 определяется путем интегрирования за полный цикл колебаний.

Так как продольные и крутильные колебания вызываются как правило одними и теми же источниками, то имеет смысл рассматривать колебания с одинаковыми или кратными частотами. Получены зависимости влияния совместного действия продольных и крутильных колебаний на осевую составляющую силы трения, на основании которых сделаны следующие заключения:

- максимальный эффект снижения силы трения получается в случае, когда частота крутильных колебаний раЕна частоте продольных колебаний, или в два раза превышает эту частоту; при других соотношениях частот эффект существенно ниже;

- эффект сильно (в несколько раз) зависит от фазы (взаимной) колебаний;

- эффект снижения силы трения в основном, при равных скоростях крутильных и продольных колебаний, определяется продольными колебаниями инструмента.

В четвертой главе рассматриваются вопросы проектирования виброволновой компоновки низа бурильной колонны.

Мощность вибратора, установленного в колонне зависит не только от свойств самого вибратора, но и от колонны, в которой он установлен. Чтобы отвлечься от резонансных свойств системы, рассмотрим бесконечно длинную колонну с установленным на конце вибратором. Продольные колебания бурильной колонны будут описываться следующими уравнениями:

S2V

д V

г? U

-а'

-EF

д U

д х

д X ~ д х2 = Р • cos (со t)

= О

х=0

■> О

Задача (35) имеет следующее вынужденное решение

^ c(qi cos со t + q2 sin со t)

где

9л = R = I m(k)

.2 Л

,2 . , СО О)

ч a a /

Мощность, передаваемая вибратором бурильной колонне составит Pfy(q, sin tat+q2cos a>t) P2q2tf>

W=?1P

COS ft) t-

400-

2Е¥{Ч}

Мощность, передаваемая ьъщюсп.Ьт

вибратором колонне пропорциональна квадрату амплитуды нагрузки (силы), создаваемой вибратором и зависит

2W)

(35)

(36)

' (37)

200

Частота,

Рис.3. Пример расчета мощности, передаваемс

от жесткости колонны, вибРатоРом бурильной шше при псле^тЩ1

параметрах системы: ЕР=897000кН, Ь=30 с \ Р=10 кН.

частоты работы вибратора и интенсивности сил трения.

Для оценки влияния частотных свойств на передаваемую мощность проведены расчеты для колонны длины Ь. На одном конце колонны установлен вибратор, другой конец свободен. Решение задачи аналогично решению предыдущей задачи и имеет следующий вид

W = Re Р2й)

Т { Е F к,

cth (kjL) • i • со • eio>t • Р cos со t dt

■Re

V o i

cth(kL)

(38)

2EF l к

Переменная нагрузка, возбуждаемая вибратором, ограничена, поскольку ограничены размеры вибратора. И при необходимости создания большей нагрузки необходимо использование двух или нескольких вибраторов.

Для оценки мощности, передаваемой колонне связкой вибраторов, рассмотрена неограниченная в обе стороны колонна с установленными одинаковыми вибраторами, работающими синфазно на одном и том же удалении I друг от друга. Расположение первого вибратора соответствует координате х=0. Первый вибратор возбуждает две бегущие волны вверх и вниз по бурильной колонне, описываемые уравнениями:

Ux =

12 EFk Аналогично для j -го вибратора:

, iwt + кх

2 EFk Р

при х < О

iw t - кх

при х > О

Uj =

¿a + k(x-{j-1)/)

прих < l{j -1)

2Ш

(39)

12 Ш

В виду линейности уравнения колебаний результирующее движение является суммой движений, возбуждаемых каждым вибратором по отдельности.

Мощность отдельного вибратора складывается из мощностей, передаваемых этим вибратором бурильной колонне на колебаниях, возбуждаемых всеми установленными в колоше вибраторами. Мощность, передаваемая лг-ым вибратором на колебаниях, возбуждаемых /-тым вибратором составляет:

2Ж

4£Р

(41)

о — - /

Сл'ммарная мощность, передаваемая колонне, получается двойным суммированием:

Р2ю

-к\]-т\1

(42)

* \ т J

Максимальная мощность, передаваемая колонне, достигается при установке всех вибраторов в одной точке и равна произведению квадрата общего числа вибраторов на мощность одного вибратора. При разнесенном установлении вибраторов можно достигать как сложения действия вибраторов, так и взаимного подавления. На следующем рисунке приводится результат расчета мощности связки из десяти ^ вибраторов при следующих значениях параметров системы: ЕР=897000 кН, Ь=3 с1 , а=5160 м*с! , Р=10 кН. \¥=100; (рис.4) в зависимости от расстояния между ними. Зоны согласованного действия вибраторов сужаются с увеличением числа вибраторов, так что при установке связки из большого числа

вибраторов необходимо использовать вибраторы со стабилизированными частотами и точно выставлять дистанции между вибраторами. Оптимальное

и), С

Рис.4

расстояние при разнесенной установке вибраторов определяется следующим соотношением

Для достижения максимального взаимного подавления вибраторов необходимо их устанавливать на следующем расстоянии друг от друга

При большом трении взаимное влияние вибраторов незначительно в случае их установки на расчетном удалении друг от друга при разнесенной установке, так что мощность связки вибраторов равна сумме мощностей вибраторов, входящих в связку-

Мощность, передаваемая вибратором колонне, сильно зависит от резонансных свойств колонны, удачное использование которых позволяет существенно увеличить мощность, передаваемую на бурильную колонну. Но верхний конец колонны расположен очень далеко от горизонтального участка и резонансный эффект незначителен. Эффект можно усилить за счет установки разделителя в бурильную колонну. Установка разделителя позволяет развязать горизонтальный и вертикально-наклонный участки, способствуя концентрации энергии на горизонтальном участке и уменьшению вибрации верхнего участка. Однако неудачная установка разделителя может привести и к противоположным результатам. Поэтому проведено исследование влияния установки разделителя на динамику бурильной колонны.

Рассмотрена компоновка, применявшаяся многими исследователями с установкой разделителя над долотом. Долото совершает колебательные движения вдоль оси скважины в процессе перекатывания (кинематическое возбуждение).

1дпт=г*л1Ш{к).

(43)

1ш = тс1Ы{к) .

(44)

и А =Неш

Мд: = 0

(45)

Движение колонны представляет собой бегущую волну

Ц=С1-е***ш .

Коэффициент С\ определяется из граничного условия

. (47)

В случае компоновки с разделителем движение колонны будет аналогичное

и^-е^"* . (48)

Однако условие на нижнем конце колонны изменится. Колонна взаимодействует с долотом через разделитель

-ЕР-

дх

(49)

где - жесткость разделителя;

М - коэффициент, характеризующий демпфирующие свойства разделителя. Из этого условия определяется коэффициент С2.

Сг"

1 +

ЕРк

и ^Ие1'*""

Х+1соц)

(50)

(51)

Действие разделителя (демпфера) приводит к уменьшению амплитуды колебаний колонны, которое можно выразить через коэффициент 5

'"И"

ЕРк

(52)

к+ши)

Полненный результат может быть использован для оценки влияния демпфера, установленного над долотом. Анализ выражения (52) показывает, что на малых частотах коэффициент демпфирования равен 1, с увеличением частоты коэффициент уменьшается и с частоты

со = X! ¡л.

стабилизируется.

При установке вибратора колонна испытывает динамическое возбуждение. Оценка влияния разделителя осуществлена при его установке на некотором расстоянии Ь от низа, где установлен вибратор, неограниченной вверх колонны.

Как и в предыдущем случае, установка разделителя приводит к ослаблению колебаний 6 * после разделителя.

8 =

1 +

(53)

2{л+г/ио)

Получено движение колонны в точке установки вибратора ( У)

, Р е2и(2Л + Ио)м + ЕРк)+ЕРк 4=0 ~ ЕРк " е2*1(2Л + 2 1 <о ц + ЕРк) - ЕРк * ' (54)

и вычислена мощность, передаваемая вибратором колонне

Для успешного бурения скважин с протяженными горизонтальными участками необходимо поддержание необходимой осевой нагрузки на долото. Увеличение веса инструмента не всегда достаточно, и необходимо использовать специальные компоновки низа бурильной колонны для снижения потерь осевой на забой (антифрикционные компоновки).

Анитфрикционные компоновки можно разделить на две группы: активные и пассивные.

Пассивные компоновки могут включать центраторы, скребки, отражатели (маховики, УБТ), разделители колонны (демпферы, механизмы подачи). Отражатели и разделители способствуют концентрации энергии колебательного движения колонны на интересующем горизонтальном участке, создавая динамически активный участок. Источником колебаний является долото и забойный двигатель. Центраторы и скребки способствуют снижению силы трения.

Активные компоновки содержат искусственные источники колебаний (вибраторы) и элементы пассивной компоновки (центраторы, разделители отражатели). В этих компоновках основная энергия колебаний создается

вибраторами. Отражатели и разделители, как и в пассивных компоновках служат локализации зоны повышенной вибрации, уменьшая потери энергии колебательного движения.

Как активные, так и пассивные компоновки рассчитываются на определенный у313ш диапазон частот, и при значительном отклонении частоты колебаний от расчетной, компоновка перестает выполнять предназначенную ей роль. Поэтому целесообразно использование электробура и электрических вибраторов. А при использовании гидравлических вибраторов необходимо контролировать расход промывочной жидкости

В пятой главе рассматриваются вопросы прохождения забойных колебаний до устья скважины. Проблема поддержания необходимой осевойнагрузки на долоте неразрывно связана с вопросом о контроле величины осевой нагрузки. Осевая нагрузка хорошо связана с частотой оборотов турбобура и частотой ударов зубков долота о забой. Увеличение осевой нагрузки ведет к снижению частоты оборотов и соответственно к снижению частоты ударов зубков о забой. Контроль оборотной и зубковой частоты можно вести путем анализа вибрации ведущей бурильной трубы, колебательное движение которого в определенной мере определяется вибрацией на забое скважины. Движение ведущей бурильной трубы зависит от многих факторов: работы буровой лебедки, работы бурового насоса, компрессора и др., которые расположены много ближе к ведущей бурильной трубе, чем забой, и мощность которых превышает или сопоставима с мощностью турбобура. Наиболее значительной помехой является вибрация, создаваемая за счет пульсации промывочной жидкости, в результате чего колонна разгружается скачками с интервалом 0.8-1.2 с. (автоколебания колонны) Возникает множество гармоник, кратных частоте разгрузки, причем они очень интенсивны и плотно расположены с интервалом примерно 1 Гц, перекрывая возможную частоту турбобура. (Спектрограммы записаны на буровой при помощи анализатора Аи-014 и обработаны при помощи программы «Тренд-тест», любезно предоставленных фирмой «ДиаМех»). Наиболее интенсивная, как правило,

четвертая гармоника, В спектрах виброускорения бурильной колонны можно выделить диапазоны 0..20, 60..110, 1000..1300, 3400..4000Гц. Уровни виброускорений в этих полосах сопоставимы, в других полосах уровень в несколько раз ниже. Большинство записей сделаны в диапазонах 0..40, 0..100, 0..400 Гц, так как целью исследований являлись оборотные и зубковые частоты. В основном записывались продольные колебания. В низкочастотной полосе, в основном, присутствуют гармоники от частоты пульсации промывочной жидкости (10..15 гармоник). Эти гармоники перекрывают возможную оборотную частоту турбобура и, хотя на многих спектрах вибрации присутствует всплески в диапазоне 8.. 11 Гц, которые могут соответствовать частоте работы турбобура, тем не менее, отделить оборотную частоту от соответствующей гармоники, связанной с пульсацией жидкости, трудно. В литературе обычно указывается о наличии частот, равных тройной оборотной. В проведенных исследованиях, заметить каких либо значимых вибраций в этой области не удалось, хотя иногда и были зафиксированы вибрации с этими частотами. Работа компрессора и лебедки на вибрации ведущей бурильной трубы практически не сказывается. Выделение оборотной частоты только на основании спектральных характеристик представляется маловероятным. Переход на измерение виброскорости и виброперемещения лишь усиливает влияние пульсации, которая является более низкочастотной, и вследствие чего, становится еще более доминирующей после интегрирования.

Анализ области частот 200..300Гц показывает, что практически всегда в спектрах в этой области присутствуют всплески, которые многими исследователями сопоставляются с зубковыми частотами. Однако и в этом случае возникает проблема с выбором, поскольку на разных спектрах присутствует разное количество всплесков (1..5) расположенных рядом друг с другом.

Турбобур представляет собой гидравлическую машину, приводимую в движение за счет потока промывочной жидкости. Скорость этого потока меняется за счет неравномерности движения плунжера бурового насоса, что

приводит к неравномерности вращения вала турбобура. Для разработки тахометра необходимо представлять пределы этой неравномерности.

Рассмотрен предельный случай: пвевмокомпенсаторы не работают, жидкость несжимаема, колонна и трубы абсолютно жесткие, турбобур на холостом ходу, сопротивление вращению вала отсутствует. Момент на валу создается динамическим давлением потока промывочной жидкости и определяется следующим известным выражением

■ (55)

где с - коэффициент, характеризующий геометрию турбин турбобура; п - число лопаток турбобура; (о - угловая скорость турбобура р - плотность бурового раствора; Q - секундный расход буровой жидкости; Я ср- средний радиус турбины; 5 - площадь поперечного сечения турбины. Движение плунжера происходит по гармоническому закону с частотой омега, поэтому расход через любой цилиндр также изменяется по гармоническому закону. При движении через клапанный механизм организуется однонаправленное движение жидкости

О. = \<2ш,п-(гт^-0+5т(й)иас -г + я/4)(/2 . (5б)

Движение вала описывается дифференциальным уравнением

<1со

вращательного движения 1 = м (57)

где I - момент инерции вала турбобура.

Подставляя в уравнение (57) соотношения (55) и (56) получаем дифференциальное уравнение

1 (5т(й>иж -<)| + | • X +ТГ/2) |)|

2-5

-соЯ

ср

п-Р'К-йаА I яп(ю« -ОН втК^-¿+/г/2)|)

Рис.5. Круговая частота холостого вращения турбобура при отсутствии пневмокомпенсаторов. 100

ср к*амп На рисунке 5 приводится численное решение уравнения (58) с начальным условием

®1»=о =

при следующих

значениях параметров: : 1=25 кг*м2 ,с=1, СЬшгО.Об м3*с"'

©на^б.28 С"' ,

р=7800 кг*м"3, 1^=0.08 м, 8=0.06 м2 из которых можно сделать вывод, что инерционные свойства

вала турбобура не позволяют существенно влиять на его обороты, уже через 0.5 секунд после запуска турбобур выходит на стационарный режим и амплитуда колебаний частоты составляет 7..8% от средней величины. Влияние пневмокомпенсатора и упругости столба промывочной жидкости приведет к уменьшению неравномерности вращения. Однако неравномерность подачи одновременно ведет к неравномерности осевой нагрузки, что сопровождается увеличением неравномерности вращения вала турбобура, так что можно ожидать колебания частоты вращения вала в пределах 10% за одну секунду. Это приводит к дополнительным трудностям при анализе поступающего сигнала.

Время, с—>■

Для получения спектра сигнала на компьютерах используют процедуру быстрого преобразования Фурье (ШФ). Рассмотрим результат этого преобразования для колебаний с качающейся частотой. Частота работы тлрбобура примерно в десять раз превышает основную частоту работы насосов. Пусть отклонения мгновенной частоты от средней могут достигать до 10%. Отвлекаясь от других факторов, можно принять, что колебания ведущей бурильной трубы происходят по следующему закону

X = А 5ш(2я-(10 + втО))-1 + <р) . (59)

БПФ от этой функции

показывает наличие трех

экстремумов на спектре

(рассматривается интервал времени

одна секунда, начальная фаза равна

нулю) (рис.6). Причем результат

сильно зависит от начальной фазы

колебаний. При других начальных . Рис.6. Результат быстрого преобразования фазах меняется количество Фурье для пульсирующего сигнала.

экстремумов, меняются их взаимные

величины. Для контроля на графике пунктиром изображено преобразование Фурье от сигнала

г* = А ъ\п{2к ■ 1 5?) (60)

(гармонические колебания с частотой 15Гц). При рассмотрении интервала времени несколько секунд на спектрограмме вообще исчезает что-либо соответствующее оборотам турбобура, а появляются многочисленные гармоники от частоты пульсации 1 Гц, примерно одинаково распределенные в очень широком диапазоне.

Колонна бурильных труб не является однородной. Она составлена из труб, имеющих высаженные части на концах с приваренными замками.

20 40

"Частота. Гц -

Поэтому, можно считать, что вдоль колонны периодически установлены присоединенные массы. Наличие присоединенных элементов может привести к появлению резонансных эффектов. Для исследования этого явления колонна ■разделяется на одинаковые элементы, включающие тело трубы и присоединенную массу т (замковое соединение) на верхнем конце (рис.10). Элементы переномерованы в порядке их расположения в стволе скважины, начиная с забоя. Распространение продольных колебаний по ./-тому элементу с учетом сил вязкого трения описывается следующим волновым уравнением:

д217; ъи} 2

} + V--- а

д2и..

= О

дг2 ' ' дг дх2

Условие целостности колонны записывается следующим образом:

(61)

х-1

ди,

дх

дги,.

-т-

а2

■ зим

дх

(62)

(63)

р=0

В предположении, что нижний конец первого (нижнего элемента) возбуждается с частотой со и амплитудой И,

и , (64)

получено уравнение вынужденных колебаний }-го элемента

и, =(л^-кх +В^кх)еш

где:

А] = Г1 + с2Д ?. В, =С3А ?+с4Л

х «.

Рис.7

(65)

Затухание (усиление) колебаний от одного элемента колонны к другой определяется коэффициентами Л\, Ль которые зависят от длины элемента (бурильной трубы), частоты возбуждения со, присоединенной массы т, жесткости колонны ЕР и т.д. На рисунке (8) представлена зависимость этого коэффициента л\ от частоты со.

2 1.5

0.5

О 500 1000

Частота, 1/с

Рис.8. Зависимость коэффициента затухания Я от частоты для бурильных труб ТБПВ-114 (V ).

Результаты расчетов показывают, что коэффициенты Л2 примерно равны 1, и только на некоторых частотах их значение резко изменяется. Для труб ТБПВ-114 это происходит на частотах 220, 440, 660 и т.д.

Виброанализатор А11-014 не позволяет в полной мере работать с вибросигналом, поэтому были проведены дополнительные исследования вибрации ведущей бурильной трубы при помощи программно-технического комплекса «Спектр» на базе персонального ГВМ-совместимого компьютера. Исследования проводились при бурении четырех скважин с различными забойными двигателями (электробур, турбобур, винтовой двигатель) в Туймазинском, Лениногорском, Азнакаевском УБР и Нурлатском УРБ. Было

сделано 30 серий записей по 20 записей в каждой серии. Каждая запись содержит вибросигнал продольных и поперечных колебаний ведущей бурильной трубы за 1.92 секунды. Отлично наблюдаются зубковые колебания. Амплитуда непостоянна, наблюдается модуляция сигнала. Во многих случаях прослеживается ярко выраженная модуляция высокочастотных колебаний низкочастотными колебаниями с частотой, равной оборотной частоте бурового насоса (1 Гц). Часто наблюдаются модуляции с частотой, которая находится в области возможных значений оборотной частоты. Механизм этой модуляции легко вытекает из уже выясненного явления: свободного распространения колебаний в момент подачи. Частота «зубковых» колебаний хорошо соотносится с типом применяемого двигателя. Если при бурении турбобуром происходят колебания в диапазоне 0..350 Гц, то при бурении электробуром с редукторной вставкой и объемным двигателем этот диапазон составляет 0..200Гц. Довольно часто наблюдается явление скачкообразного увеличения вибрации и затем плавного спадания, что можно отнести на влияние контактного трения (накопление, срыв, останов). Частота, сопоставимая с оборотной частотой, появляется при построении огибающей к вибросигналам. Низкочастотные составляющие в осциллограммах незначительны. После интегрирования вибросигнала доля низкочастотных колебаний увеличивается. После двойного интегрирования в вибросигнале остаются только низкочастотные составляющие. Эти составляющие, как правило, связаны с пульсацией бурового раствора

После интегрирования виброускорений в сигналах хорошо просматриваются колебания с частотой 4.8 Гц - четвертая гармоника от основной частоты бурового насоса Поперечная вибрация и продольная вибрация сильно связаны между собой. Частотный диапазон поперечной вибрации несколько уже, чем продольной. При установке датчиков на вертлюге частотный диапазон поперечной вибрации сильно расширяется. Низкочастотные составляющие колебаний на вертлюге значительно интенсивнее.

Выделение оборотной частоты необходимо реалнзовывать разными способами: спектральный анализ, построение огибающей, полосовые фильтры с последующим синтезом. Большое разнообразие ситуаций требует разработки програмно-технического комплекса на базе персонального компьютера для уверенного распознавания оборотной вибрации и контроля осевой нагрузки на долото.

В шестой главе исследуется работа гидравлического вибратора. Гидравлический вибратор включает в себя корпус с проходным сечением, в котором подвижно закреплены ударник и перекидной клапан, отличающийся тем, что закрепление ударника к корпусу выполнено одним концом с помощью шарнира с возможностью поворота в вертикальной плоскости другого конца, к которому шарнирно закреплен одним концом перекидной клапан с возможностью частичного перекрывания проходного сечения корпуса в крайних положениях. Возбуждение колебаний происходит за счет прокачивания промывочной жидкости. Первоначально перекидной клапан находится в

закрытом положении. После включения буровых насосов, под действием давления промывочной жидкости клапан отжимается от стенки, переходит

в вертикальное положение. По инерции, а также под действием гидравлических сил хлапан продолжает поворачиваться и перекрывает проходное сечение устройства. Гидравлический удар. Клапан снова отжимается от стенки и т.д. Клапан периодически перекрывает проходное

сечение устройства, возбуждая продольные колебания устройства за счет гидроимпульсов. Работоспособность устройства определяется, главным

Рис. 9

образом, углами а и /?, образуемыми перекидным клапаном и ударни продольной осью устройства в закрытом положении перекидного клапана.

Возможность открывания клапана под действием давления промыве жидкости зависит от внутреннего диаметра корпуса и размеров клап; ударника.На клапан в закрытом положении, рис. 9, действуют следу! силы:

G - вес клапана;

Р - сила давления промывочной жидкости;

NuN2 - сила реакции стенок корпуса;

FTp - сила трения скольжения;

R - сила реакции ударника.

Предположим, что углы сс и ¡3 таковы, что клапан не м открываться ira при каких значениях давления промывочной жидкости. Т клапан находится в равновесии (покое) и силы, действующие на i уравновешены:

"£xi=R-sma-N^+N1-P-cosfl = Q , =R-cosa-FJV-G~P-sm/3 = 0 , ^miB=FTp-L-smj3-N2-L-cosfi + P-L/2+G-L-smj3/2=0, (6

В этих уравнениях L - длина клапана, к - коэффициент трения сколь ния. Из уравнений (66) получено, что

1-2 -k-tgfi

tga <

k + 2-igj3-k-tg2p

Решая это неравенство совместно с неравенствами:

Го < сх < к ¡2 , \р <2к ■tgp < \ ,

получена область рабочих значений углов а и Р .

Решение подучено в предположении, что в закрытом положении клапана проходное сечение устройства полностью перекрывается, что невозможно выполнить в реальной конструкции. Из-за утечек жидкости через клапан возникает дополнительное сопротивление, действующее на клапан, что приводит к резкому сужению рабочей области.

Наиболее важным параметром вибратора является площадь его проходного сечения. Если площадь проходного сечения не совпадает с площадью проходного сечения колонны бурильных труб, то это ведет к дополнительным гидравлическим потерям. Поэтому желательно, чтобы эти площади совпадали. Наиболее интенсивный гидроудар будет получаться в случае наиболее полного перекрывания проходного сечения устройства, что требует исполнения проходного сечения прямоугольной формы. При заданной площади проходного сечения устройства 5 в круг наименьшего диаметра вписываемся прямоугольник с равными сторонами, т.е. квадрат. Поэтому целесообразно изготавливать вибратор с квадратным проходным сечением.

Определяющие углы ОС и Р необходимо брать с учетом проведенного расчета равновесия перекидного клапана..

Толщина перекидного клапана определяется нагрузкой, действующей на него, и временем работы в потоке глинистого раствора. Как показали испытания, для того, чтобы ресурс перекидного клапана был не менее 50 час, необходима толщина перекидного клапана не менее 10 мм.

Длина ударника У и перекидного клапана Ь определяются длиной стороны квадратного проходного сечения й, углами а и Р и размерами к и Яи

г =-:-, (69)

эта '

_ а-ц -А/2

Оценку частоты работы устройства Щ можно сделать исходя из объемного расхода промывочной жидкости 2, площади проходного сечения 5 и длины перекидного клапана Ь .

Соотношение (71) не учитывает сил инерции перекидного клапана, вязкости промывочной жидкости. Тем не менее, как показали стендовые испытания, погрешность соотношения не превышает 30 %.

Перепад давления в устройстве при закрытом перекидном клапане может быть оценен на основе формулы Вейсбаха:

Рг , (72)

где Р1 - перепад давления на устройстве;

- коэффициент местного сопротивления;

б бР - плотность бурового раствора;

^пр - скорость потока бурового раствора в бурильной колонне при перекрытом (частично) проходном сечении.

С другой стороны, это давление создается за счет быстрого перекрытия проходного сечения и может быть рассчитано на основе формулы Жуковского:

Рх = а, -е.* '(Р-Рпр)> (73)

где - скорость распространения звука в буровом растворе;

V - скорость потока бурового раствора при открытом клапане.

Скорость потока бурового раствора при закрытом клапане может быть

найдена на основе соотношений (72) и (73):

^ = (-а, . (74)

Скорость потока бурового раствора при открытом клапане определяется объемным расходом и площадью проходного сечения:

У = (75)

Проведены стендовые испытания устройства, на которых исследована работа вибратора при различных формах выполнения перекидного клапана. По результатам испытаний выполнены доработки конструкции вибратора. Вибратор был испытан в промысловых условиях при бурении скважин в АО "Башнефть" и АНК "Татнефть" путем установки непосредственно над долотом при бурении роторным способом,, турбобуром, электробуром и винтовым двигателем. Во всех случаях отмечена эффективность работы устройства, особенно при роторном бурении на глинистом растворе.

ОСНОВНЫЕ выводы

1. Аналитически доказано, что силы контактного (сухого) трения колонны о стенки скважины при непрерывной подаче инструмента не влияют на распространение продольных колебаний по колонне с виброскоростью, меньшей скорости подачи.

2. Аналитически подтвержден экспериментально установленный факт снижения скорости распространения фронта волны нагрузки, распространяющейся по бурильной колонне при подаче бурильного инструмента. Впервые получена зависимость скорости распространения фронта волны нагрузки V* по не потерявшей осевую устойчивость колонне в прямолинейной наклонной скважине от скорости подачи V, коэффициента трения к, ускорения свободного падения g, зенитного угла а, скорости звука в металле а и времени г

3. Исследовано влияние продольных и крутильных колебаний бурильной колонны на продольную составляющую силы трения,

действующей на колонну. Получена зависимость силы трения от амплитуды виброскорости возбуждаемых колебаний колонны и скорости подачи. Получена оценка мощности вибровозбудителей (вибраторов) необходимой для заданного снижения силы трения. Показано, то мощность, необходимая для снижения силы трения до 5 раз в промысловом бурении на нефть и газ составляет незначительную часть (до 3 %) от мощности гидравлического привода, и что для снижения силы трения можно использовать гидравлические вибраторы.

4. Разработана принципиально новая схема вибратора с перекидным клапаном, отличающаяся простотой конструкции, позволяющая применять его при использовании любых промывочных жидкостях, в том числе и с наполнителями. Проведены аналитические исследования и стендовые и промысловые испытания вибратора. Определена допустимая зона рабочих углов, найдена необходимая форма клапана. Получены зависимости основных параметров вибратора от конструктивных размеров и расхода промывочной жидкости.

5. Мощность, передаваемая вибратором колонне пропорциональна квадрату амплитуды нагрузки (силы), создаваемой вибратором. Эта мощность зависит от самой колонны; в частности, от жесткости колонны и ее резонансных свойств. Максимальная мощность, передаваемая бурильной колонне связкой вибраторов при малом сопротивлении, растет пропорционально квадрату числа вибраторов. Для расхаживания колонны связкой вибраторов необходима согласованная работа вибраторов, т.е. вибраторы должны работать на одинаковых частотах со строго регламентированными по отношению друг к другу фазами.

6. В результате аналитических исследований влияния ясса на зону прихвата доказано, что установка ясса приводит к двукратному увеличению зоны воздействия на прихваченный участок при расхаживании

7. Получена оценка влияния замков бурильных труб на потери осевой нагрузки на долото при бурении горизонтальных скважин; используемая конструкция замков приводит к двукратному увеличению силы трения на горизонтальном участке.

8. Предложен способ уменьшения прихватоопасности бурильного инструмента за счет снабжения элементов бурильного инструмента зубками, расположенными по винтовой линии

9. Пульсация промывочной жидкости приводит к неравномерности вращения турбобура, и в результате, к появлению в спектре нескольких максимумов при малом временном интервале анализируемого сигнала, или к появлению большого числа гармоник пульсации при большой длительности сигнала. Выделение оборотной частоты возможно при реализации следующих методов: спектрального анализа, построения огибающей, использования полосовых фильтров с последующим синтезом. Большое разнообразие ситуаций требует разработки программно-технического комплекса на базе персонального компьютера для уверенного распознавания оборотной вибрации и контроля осевой нагрузки на долото.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ ОТРАЖЕНО В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ АВТОРА:

Монография

1. Султанов Б.З., Габдрахимов М.С., Сафиуллин P.P., Галеев A.C. Техника управления динамикой бурильного инструмента при проводке глубоких скважин. - М.: Недра, 1997. - 165с.

Научные статьи и тезисы докладов

2. Султанов Б.З., Галеев A.C. О формах движения бурильной колонны в скважине // Тезисы третьей всесоюзной конференции по динамике, прочности и надежности нефтепромыслового оборудования. - Баку: Изд-во Азиннефтехим, 1983.- С.10.

3. Султанов Б.З., Габдрахимов М.С., Галеев A.C. О влиянии сухого трения на колебательный процесс бурильного инструмента // Тезисы всесоюзной научно-технической конференции: "Нефть и газ Западной Сибири". -Тюмень: Из-во ТюмИИ, 1985. - С.132-133.

4. Галеев A.C. Влияние поступательного движения колонны на распространение продольных колебаний по бурильной колонне // В сб.: Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики. - Уфа: Из-во УНИ. 1986. - С.27-30.

5. Галеев A.C., Султанов Б.З., Габдрахимов М.С. Дальность распространения продольных колебаний по бурильной колонне при сухом трении "И Изв.вузов. Нефть и газ. - 1986. -№11. - С.22-25.

6. Галеев A.C. Влияние продольных колебаний бурильного инструмента на величину сопротивления движению бурильной колоты // Тезисы республиканской научно-технической конференции. - Уфа: Из-во УНИ, 1986. - С.29-30.

7. Галеев A.C. Влияние вибрации на нагрузку на долото // Тезисы докладов краевой научно-технической конференции молодых ученых и специалистов. - Ставрополь: Из-во СевКавНИИгаз, 1987. - С.38.

8. Галеев A.C. Распространение волны нагрузки вдоль бурильного инструмента в момент подачи // Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики: Межвузовский научно-тематический сборник. -Уфа: Изд-во УНИ, 1989.

9. Галеев A.C., Султанов Б.З., Габдрахимов М.С. Влияние продольных колебаний на силу сопротивления движению бурильного инструмента И Изв.вузов. Нефть и газ. - 1989. - № 1. -С.38-41.

10. Габдрахимов М.С., Султанов Б.З., Лягов A.B., Рамазанов Г.С. Галеев A.C. Бурение скважин с использованием надцолотных многоступенчатых виброгасителей // Нефтяное хозяйство. - 1990. - № 4.

П.Султанов Б.З., Китуев Б. Н., Сафиуллин P.P., Галеев А. С. Динамика бурильной колонны при бурении глубоких скважин в Прикаспийской впадине /7 Тезисы докладов межгосударственной научно-технической конференции.-Тюмень: изд-во Тюменского индустриального института , 1993, -С 58-59 .

12. Габдрахимов М. С., Китуев Б. Н., Сафиуллин P.P., Галеев A.C. Влияние амортизатора на колебания бурильной колонны // Энергетика и топливные ресурсы Казахстана. - 1993. - № 4. - С 85-86

13. Галеев A.C., Ханнанов С. Н., Влияние вибрации на осевую нагрузку. // Проблемы нефтегазового комплекса в России: Тезисы докладов всероссийской научно-технической конференции. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1995 г

14.. Султанов Б.З, Китуев Б. Н., Галеев А. С. Определение длины динамически активного участка. // Проблемы нефтегазового комплекса в России: Тезисы докладов всероссийской научно-технической конференции. — Уфа: Изд-во УГНТУ, 1995 г

15.Габдрахимов М.С., Хузина JI. Б., Габдрахимов Н.М. Галеев A.C. Регулирование колебательных поцессов в нефтепромысловом деле. // Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики: Межвузовский тематический сборник научных трудов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1996.

16.Галеев A.C., Габдрахимов М.С. Расхаживание прихваченной колонны при помощи ясса // Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики: Межвузовский тематический сборник научных трудов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1996. - С.41-46.

17.Галеев A.C., Галеева Ф. Ф., Распространение возмущения вдоль бурильной колонны. // Межвузовский сборник научных трудов «Экология, разработка

нефтяных и газовых месторожений, бурение скважин и скважинная добыча нефти»,- Октябрьский, Октябрьский филиал УГНТУ, 1996

1 8. Галеев A.C. Силы трения при проводке горизонтальных скважин. // Тезисы докладов 2-го международного семинара «Горизонтальные скважины». Москва, ГАНГ им. Губкина, 1997

19.Галеев A.C. О влиянии замков на силу сопротивления при бурении горизонтальных скважин !1 Нефть и газ - 97: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки. Межвузовский сборник научных трудов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1997. - С.31-33.

20.Галеев A.C. Контроль частоты оборотов турбобура по акустическому канату связи// Нефть и газ - 97: Проблемы добычи, транспорта, хранения п переработки. Межвузовский сборник на^ных трудов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1997.

21.Габдрахимов М.С., Галеев A.C., Габдрахимов Н.М. Определение динамических параметров виьратора, создающего удары на стенки скважиь // Нефть и газ: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки Межвузовский сборник научных трудов - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998. -С.4-7.

22. Галеев A.C. Мощность вибратора // Нефть и газ: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки: Межвузовский сборник научных трудов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998. - С.20-25.

23.Галеев A.C., Галеева Ф.Ф. Оценка влияния крутильных колебаний на силу сопротивления подаче бурильного инстр)гмента // Нефть и газ: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки: Межвузовский сборник научных трудов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998. - С.26-31.

Изобретения

24.А.С. 1427054 /СССР/. Забойный механизм подачи / Б.З. Султанов, М.С. Габдрахимов, A.C. Галеев, Р.В. Степанов. Б.И., 1988. - №36

25.A.C.1515812 РФ, ДСП. Гидравлический вибратор для бурения скважин/ А.С.Галеев, Б.З.Султанов, М.С.Габдрахимов. 1989.

26. A.c.l490489 . Расходомер жидкости / Б.З.Султанов, , М.С.Габдрахимов М.Я. Хабибуллин. А.Г. Зарипов А.С.Галеев.-Б.И., 1988. -№36

27.A.c.1571202 . Устройство для бурения скважин / М.Я. Хабибуллин, М.С.Габдрахимов, Б.З.Султанов, А.С.Галеев,-Б.И., 1990. -№22

28. A.c. 1550069. Гидравлический вибратор для бурильной колонны. / Б.З.Султанов. А.С.Галеев, М.С.Габдрахимов, С. И. Зотов,-Б.И., 1990. -№10

29.A.C.15S7975 РФ, ДСП. Гидравлический вибратор для бурения скважин/ Б.З.Султанов, А.С.Галеев, М.С.Габдрахимов. 1990.

30. A.c. 1590538. Устройство для бурения скважин большого диаметра. / Б.З.Султанов, М.С.Габдрахимов, Р.Н. Вахитов, A.C. Галеев.- Б.И., 1990. -№33

31. A.c. 1427054 Гидроударник. /Б.З.Султанов, М.С.Габдрахимов, М.Я. Хабибуллин, А.С.Галеев..-ДСП, 1990.

32.А.С.1655289 Устройство для вибрационного бурения скважин. /Б.З.Султанов, М.С.Габдрахимов, М.Я. Хабибуллин, А.С.Галеев..- ДСП, 1991.

33.A.c.1662147 Вибратор-пульсатор. /Б.З.Султанов, М.С.Габдрахимов А.С.Галеев..- ДСП, 1991. -

Соискатель

А.С.Галеев

Лицензия ЛР № 020267 от 22.11.96. Подписано к печати 6.05.2000. Формат бумаги 60x84 1/16. Бумага писчая. Печать офсетная. Печ. листов 3. Тираж 90 экз. Заказ 78,

Типография Уфимского государственного нефтяного технического

университета. 450062, г. Уфа, ул. Космонавтов, 1.

Оглавление автор диссертации — доктора технических наук Галеев, Ахметсалим Сабирович

ВВЕДЕНИЕ.

1. ОБЗОР ОПУБЛИКОВАННЫХ МАТЕРИАЛОВ О ВЗАИМОДЕЙСТВИИ КОЛОННЫ СО СТЕНКАМИ СКВАЖИНЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ.

1.1. СИЛЫ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ БУРИЛЬНОГО ИНСТРУМЕНТА.

1.2. СИЛЫ ТРЕНИЯ В ИССЛОДОВАНИЯХ ДИНАМИКИ БУРИЛЬНОГО ИНСТРУМЕНТА.

1.3. ВЛИЯНИЕ КОЛЕБАНИЙ НА СИЛУ ТРЕНИЯ.

1.4. ПРИМЕНЕНИЕ ВИБРАТОРОВ ПРИ БУРЕНИИ СКВАЖИН.

1.5. ОБ ИНФОРМАТИВНОСТИ ПРОДОЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ.

1.6. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.:.

2. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ ДИНАМИКИ БУРИЛЬНОГО ИНСТРУМЕНТА ПРИ НАЛИЧИИ КОНТАКТНОГО ТРЕНИЯ.

2.1. ВЛИЯНИЕ ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ КОЛОННЫ НА РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПРОДОЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ПО БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЕ.

2.2. ВЛИЯНИЕ ТРЕНИЯ НА РАСПРОСТРАНЕНИЕ ВОЛНЫ НАГРУЗКИ ПРИ ПОДАЧЕ БУРИЛЬНОГО ИНСТРУМЕНТА.

2.3. РАСХАЖИВАНИЕ ПРИХВАЧЕННОЙ КОЛОННЫ

ПРИ ПОМОЩИ ЯССА.

2.4. ВЛИЯНИЕ ТРЕНИЯ НА РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПРОДОЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ПРИ РОТОРНОМ СПОСОБЕ БУРЕНИЯ

2.5. ВЛИЯНИЕ ЗАМКОВ НА СИЛУ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПРИ БУРЕНИИ ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ СКВАЖИН.

2.6. ВЫВОДЫ.

3. ВЛИЯНИЕ КОЛЕБАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ КОЛОННЫ НА

СИЛУ ТРЕНИЯ КОЛОННЫ О СТЕНКИ СКВАЖИН.

3.1. ВЛИЯНИЕ ПРОДОЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ НА СИЛУ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ БУРИЛЬНОГО ИНСТРУМЕНТА.

3.2. РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПРОДОЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ВДОЛЬ БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЫ ПРИ СУХОМ ТРЕНИИ.

3.2.1. ДАЛЬНОСТЬ РАСПРОСТРАНЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ.

3.2.2. СЛУЧАЙ КОЛЕБАНИЙ С МАЛОЙ ЧАСТОТОЙ.

3.2.3. АЛГОРИТМ ЧИСЛЕННОГО ИНТЕГРИРОВАНИЯ

УРАВНЕНИЙ КОЛЕБАНИЙ.

3.2.4. РЕЗУЛЬТАТЫ ЧИСЛЕННОГО ИНТЕГРИРОВАНИЯ.

3.3. ДВИЖЕНИЕ СТРУНЫ В СЛУЧАЕ КОНТАКТНОГО ТРЕНИЯ.

3.4. ОЦЕНКА МОЩНОСТИ НЕОБХОДИМОЙ ДЛЯ ЗАДАННОГО СНИЖЕНИЯ СИЛЫ ТРЕНИЯ.

3.5. ОЦЕНКА ВЛИЯНИЙ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ НА СИЛУ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПОДАЧЕ БУРИЛЬНОГО ИНСТРУМЕНТА.

3.6. СОВМЕСТНОЕ ВЛИЯНИЕ ПРОДОЛЬНЫХ И КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ НА СИЛУ ТРЕНИЯ.

3.7. ВЫВОДЫ.

4. ВОПРОСЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ВИБРОВОЛНОВОЙ

КОМПОНОВКИ НИЗА БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЫ.

4.1. МОЩНОСТЬ ВИБРАТОРА.

4.2. СВЯЗКА ВИБРАТОРОВ В БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЕ.

4.3. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ВИБРАТОРА С РАЗДЕЛИТЕЛЕМ.

4.4. АНТИФРИКЦИОННЫЕ КОМПОНОВКИ НИЗА БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЫ.

4.5. ВЫВОДЫ.

5. ИССЛЕДОВАНИЕ АКУСТИЧЕСКОГО КАНАЛА СВЯЗИ.

5.1. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ.

5.2. РАСПОЗНАВАНИЕ ОБОРОТНОЙ ЧАСТОТЫ ТУРБОБУРА.

5.3. ВЛИЯНИЕ ЗАМКОВ НА РАСПРОСТРАНЕНИЕ ПРОДОЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ВДОЛЬ БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЫ.

5.4. ВИБРОКОМПЛЕКС ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИИ ВЕДУЩЕЙ БУРИЛЬНОЙ ТРУБЫ.

5.5. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ КОЛЕБАНИЙ ВЕДУЩЕЙ БУРИЛЬНОЙ ТРУБЫ.

5.6. ВЫВОДЫ.

6. РАЗРАБОТКА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ВИБРАТОРА ДЛЯ БУРИЛЬНОЙ КОЛОННЫ.

6.1. ОПИСАНИЕ ВИБРАТОРА И ОБОСНОВАНИЕ ЕГО РАБОТОСПОСОБНОСТИ.

6.2. ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ВИБРАТОРА.

6.3. СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ВИБРАТОРА.

6.4. ПРОМЫСЛОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ВИБРАТОРА.

6.5. МОДЕРНИЗАЦИЯ КОНСТРУКЦИИ ВИБРАТОРА.

6.6. ВЫВОДЫ •.

Введение 2000 год, диссертация по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, Галеев, Ахметсалим Сабирович

При бурении горизонтальных скважин возникает проблема подцержани достаточной осевой нагрузки, необходимой для эффективного разрушения породы на забое скважины. Это связано с резким увеличением сил сопротивления движению бурильного инструмента на горизонтальном участке скважины. Действие сил сопротивления описано многими исследователями, Однако, эти результаты получены, как правило, для вертикальных и наклонных скважин. Тем более что при бурении таких скважин не возникали задачи, связанные с необходимостью уменьшения сил трения. А в исследованиях прихватов бурильного инструмента последние рассматривались лишь как аварийные ситуации с соответствующим решением возникающих задач.

Основные задачи работы:

1. Исследование особенностей проявления сил трения при горизонтальном бурении.

2. Исследование взаимного влияния сил трения и колебательного движения бурильной колонны.

3. Разработка метода снижения силы трения путем возбуждения продольных колебаний бурильной колонны.

4. Разработка метода снижения силы трения путем возбуждения крутильных колебаний

5. Разработка методики контроля осевой нагрузки на забое скважины

6. Разработка технических устройств для снижения сил трения на горизонтальном участке.

Аналитически обоснованы известные экспериментальные результаты: возможность получения забойной информации по бурильной колонне в процессе бурения при больших глубинах бурения; низкочастотная модуляция высокочастотных продольных колебаний в процессе распространения продольных колебаний от забоя к устью скважины;

Н снижение скорости распространения фронта волны нагрузки при подаче бурильного инструмента с глубиной.

Практическая ценность работы: разработаны элементы антифрикционной компоновки; получена оценка влияния колебательного движения колонны в процессе бурения на осевую нагрузку на долоте; решены принципиальные вопросы проектирования антифрикционной компоновки; получена оценка влияния замков на потери осевой нагрузки при проводке горизонтальных скважин

Внедрение результатов работы. Гидравлический вибратор для бурения скважин по а с 1515812, забойный механизм подачи по а.с. 1427054 и центратор-скребок внедрены в Азнакаевском УБР и АО "Татнефть"и Кандринском УБР АНК "Башнефть".

Апробация работы. Основные положения работы были доложены и обсуждены на:

Третьей всесоюзной конференции по динамике, прочности и надежности нефтепромыслового оборудования, Баку, 1983 г.;

Всесоюзной научно-технической конференции: "Нефть и газ Западной Сибири", Тюмень, 1985г.;

Республиканской научно- технической конференции, Уфа, 1986 г.;

Краевой научно-технической конференции молодых ученых и специалистов, Ставрополь, 1987 г. в Международном семинаре «Горизонтальные скважины», Москва, 1997 и Научно-технической конференции «Проблемы нефтегазового комплекса России», Уфа, 1998

Работа выполнена в Уфимском государственном нефтяном техническом университете в 1983. .1999 г.

Заключение диссертация на тему "Разработка теоретических основ снижения потерь осевой нагрузки при бурении горизонтальных скважин"

выводы

Аналитически доказано, что силы контактного (сухого) трения колонны о стенки скважины при непрерывной. подаче инструмента не влияют на распространение продольных колебаний по колонне с виброскоростью, меньшей скорости подачи.

Аналитически подтвержден экспериментально установленный факт снижения скорости распространения фронта волны нагрузки, распространяющейся по бурильной колонне при подаче бурильного инструмента. Впервые получена зависимость скорости распространения фронта волны нагрузки V* по не потерявшей осевую устойчивость колонне в прямолинейной наклонной скважине от скорости подачи V, коэффициента трения к, ускорения свободного падения g, зенитного угла а, скорости звука в металле а и времени t

V* = 0,5-а-^2-У/(к • g-sia.cc > У/(2к-е-ьшсс))

Исследовано влияние продольных или крутильных колебаний бурильной колонны на продольную составляющую силы трения, действующей на колонну. Получена зависимость силы трения от амплитуды виброскорости возбуждаемых колебаний колонны и скорости подачи. Получена оценка мощности вибровозбудителей (вибраторов) необходимой для заданного снижения силы трения. Показано, что мощность, необходимая для снижения силы трения до 5 раз в промысловом бурении на нефть и газ составляет незначительную часть (до 3 %) от мощности гидравлического привода и, следовательно, для снижения силы трения можно использовать гидравлические вибраторы.

4. Разработана принципиально новая схема вибратора с перекидным клапаном, отличающаяся простотой конструкции, позволяющая применять его при любых промывочных жидкостях, в том числе и с наполнителями. Проведены аналитические исследования и стендовые и промысловые испытания вибратора. Определена допустимая зона - рабочих углов, найдена необходимая форма клапана. Получены зависимости основных параметров вибратора от конструктивных размеров и расхода промывочной жидкости.

5. Мощность, передаваемая вибратором колонне пропорциональна квадрату амплитуды нагрузки (силы), создаваемой вибратором. Эта мощность зависит от самой колонны; в частности от жесткости колонны и ее резонансных свойств. Максимальная мощность, передаваемая бурильной колонне связкой вибраторов при малом сопротивлении, растет пропорционально квадрату числа вибраторов. Для расхаживания колонны связкой вибраторов необходима согласованная работа вибраторов, т.е. вибраторы должны работать на одинаковых частотах со строго регламентированными по отношению друг к другу фазами.

7. Получена оценка влияния замков бурильных труб при бурении горизонтальных скважин; используемая конструкция замков приводит к двукратному увеличению силы трения на горизонтальном участке.

9. Пульсация промывочной жидкости приводит к неравномерности вращения турбобура, и в результате, к появлению в спектре нескольких максимумов при малом временном интервале анализируемого сигнала, или к появлению большого числа гармоник пульсации при большой длительности анализируемой выборки. Выделение оборотной частоты необходимо реализовывать разными способами: спектральный анализ, построение огибающей, полосовые фильтры с последующим синтезом. Большое разнообразие ситуаций требует разработки программно-технического комплекса на базе персонального компьютера для уверенного распознавания оборотной вибрации и контроля осевой нагрузки на долото.

Библиография Галеев, Ахметсалим Сабирович, диссертация по теме Машины и агрегаты нефтяной и газовой промышленности

1. Абдулладзе Ф.А. Математическое моделирование динамики прихваченной ; . бурильной колонны- при работе > гидроимпульсного устройства дляликвидации прихватов //Изв. вузов. Нефть и газ. 1987, - № 8; - С.23-25. :

2. Александров:М.М: Силы сопротивления при движении труб в скважине. •-• М.: Недра, 1978.-209с. к;

3. Алексеев В Н. Передача- осевой, нагрузки на породоразрушающий инструмент с учетом трения бурильной колонны о стенки скважины // Методика и техника разведки. Сб. науч. тр. Л.:, ОНТИ ВИТР, 1981. -№138. - С.24-33.

4. Алиев Т.М., Мелик-Шахназаров A.M., Тер-Хачатуров A.A. Измерительные информационные системы в нефтяной промышленности. М.: Недра, 1981. -351с.

5. Анализ каналов связи с забоем скважины с целью повышения эффективности использования элементов КНБК / Е.И. Ишемгужин, В.В. Шайдаков, В.У. Ямалиев и др. // Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики: Сб. науч. тр. Уфа, 1989. - С.68-77.

6. A.c. 1689598 РФ, МКИ Е21В 45/00. Датчик для контроля частоты вращающегося долота / Ю.А. Савиных, Е.С. Яблоков. Опубл. 07.11.81. Бюл. №41.

7. Балицкий П.В. Взаимодействие бурильной колонны с забоем скважины. -М.: Недра. 1975.-232с.

8. Балицкий В.П. К вопросу информативности низкочастотных продольных ■ колебаний бурильной колонны // Автоматизация и телемеханизация в нефтяной промышленности, 1977.- №'1.-С.З-6. ^

9. Беркунов B.C., Фоменко Ф.Н. Исследование действительных нагрузок на долото при бурении электробурами //Нефтяное хозяйство. 1979. - №12. -С.11-13.

10. Боголюбский К.А., Зиненко В.П., Кирсанов А.Н. Об уменьшении осевой нагрузки на забой за счет сил трения. // Разведка и охрана недр. 1959. -№10. -С.26-29.

11. Бродов Г.С. Определение фактической осевой нагрузки на забое скважины. // Методика и техника разведки. Сб. науч. тр. Л.: ВИТР, 1973. - №83. -С.70-73.

12. Бродов Г.С., Митрофанов A.B. Контроль и оптимизация режима работы бурильной колонны // Методика и техника разведки. Сб. науч. тр. Л.: ОНТИ ВИТР, 1977.-№18.

13. Букреев Л.И. Бурение скважин гидромониторными пикобурами. М.: Недра, 1986. - 190с.

14. Васильев Ю.С., Никитин Ю.Ю. Регулирование динамической нагрузки на долото /У РНТС: Бурение. 1974. - №9.

15. Васильченко С.В., Потапов А.Г. Условия образования шламовых дюн в наклонных участках скважины // Горизонтальные скважины: Тезисы докладов 11-го международного семинара. М.: Изд-во ГАНГ им. М.1. Губкина. 1997. С.28-29.

16. Вибрационное и ударно-вращательное бурение / Воскресенский Ф.Ф., Кичигин A.B., Славский В.М., Славский Ю.Н., Тагиев Д.И. М.: Гостоптехиздат, 1961. - 244с.

17. Векерик В.М., Мойсишин В.М. Определение динамической составляющей осевой нагрузки на долото по данным колебаний верхней части бурильной колонны // Изв. вузов. Нефть и газ. 1986. - № 4. - С.22-26.

18. Воздвиженский Б.И., Воробьев Г.А., Зиненко В.П., Новожилов Б.А., Вареца А.И. Влияние работы бурильной колонны на показатели процесса бурения // Техника и технология геологоразведочных работ; организация производства: Обзор. М., 1982. - 47с.

19. Габдрахимов М.С., Галеев A.C., Габдрахимов Н.М. Определение динамических параметров вибратора, создающего удары на стенки скважин // Нефть и газ: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки: Сб. науч. тр. Уфа: Изд-во Угнту, 1998. - С.4-7.

20. Габдрахимов М.С., Султанов Б.З. Динамические гасители колебаний бурильного инструмента. М.: ВНИИОЭНГ, 1991.

21. Галеев A.C. Влияние поступательного движения колонны на распространение продольных колебаний по бурильной колонне // Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики: Сб. науч. тр. Уфа: Изд-во УНИ, 1986. - 206с.

22. Галеев A.C. О влиянии замков на силу сопротивления при бурении горизонтальных скважин // Нефть и газ 97: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки. Сб. науч. тр. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1997. - С.31-33.

23. Галеев A.C. Распространение волны нагрузки вдоль бурильного инструмента в момент подачи // Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики. Уфа: Изд-во УНИ, 1989. - С.42-52.

24. Галеев A.C.; Галеева Ф.Ф. Оценка влияния крутильных колебаний на силу сопротивления подаче бурильного инструмента // Нефть и газ: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки: Сб. науч тр. Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998,- С.26-31.

25. Галеев A.C., Рязанцев А.О., Сулейманов Р.Н., Филимонов О. В. Вибродиагностика насосных агрегатов. Уфа: Изд-во УГНТУ, 1997 - 102с.

26. Галеев A.C., Султанов Б.З., Габдрахимов М.С. Дальность распространения продольных колебаний по бурильной колонне при сухом трении // Изв. вузов. Нефть и газ. 1986. - №4. - С.22-25.

27. Галиченко В.П. Опыт бурения горизонтальных скважин Саратовским УБР на Ириновском месторождение АО «Саратовнефтегаз». // Строительство горизонтальных скважин: Сборник докладов семинара-совещания в АО «Удмуртнефть», 1997. С.59-71.

28. Голубев Р.Н., Ворожбитов М.И., Иванников В.Н. Снижение сил сопротивления движению бурильной колонны в сверхглубокой скважине // Труды ВНИИБТ. 1972. - Вып.ЗО.

29. Гончаревич И.Ф. Вибрация нестандартный путь: вибрация в природе и технике. - М.: Наука, 1986 . - 209с.

30. Граф Л.Е. Киселев А.Г., Коган Д.И. Техника и технология гидроударного бурения. М.: Недра, 1975. - 143с.

31. Грибанов Ю.И., Мальков В.А. Спектральный анализ случайных процессов. -М.: Энергия, 1974.-240с.37,Гребенников JI.К., Лебедев В.Н. Решение задач на ПЛ/1 в ОС ЕС. М.: Финансы и статистика, 1981. - 302с.

32. Гулизаде М.Г1., Шахбазбеков К.Б,, Йорданов Д.С., Халимбеков Б. Определение коэффициента трения при движении труб в наклонной' скважине//Изв. вузов. Нефть и газ. 1965. - №8.

33. Демихов В.И. Средства измерения параметров бурения скважин (справочное пособие). М.: Недра, 1990.

34. Демпси П. Краткий обзор состояния измерений в процессе бурения // Нефть и газ и нефтехимия за рубежом. 1986. - №5. - С.7-11.

35. Дерягин Б.В. Что такое трение? М.: Изд-во АН ССР, 1963. - 230с.44.3аикина O.A. Оценка осевой нагрузки по спектру колебаний промывочнойжидкости // Современные проблемы буроврй и нефтепромысловой механики. Сб. науч. тр. Уфа, 1992. - С.12-15.

36. Измайлов Т.З., Мамедтагизаде A.M. Методика определения коэффициента трения и сил адгезии на приборе для исследования фрикционных свойств фильтрационных корок //Изв. вузов. Нефть и газ,- 1979. № 2. - С.27-30.

37. Ильский АЛ. Оборудование для бурения нефтяных скважин. М.: Машиностроение, 1980.

38. Ионов В.Н., Огибалов П.М. Напряжения в телах при импульсном нагружении. М.: Высшая школа, 1975. - 463с.

39. Ишемгужин Е.И. Нелинейные колебания элементов буровых машин. Уфа: Изд-во УНИ, 1988. - 99с.

40. Ишлинский А.Ю Прикладные задачи механики. Книга 2. Механика упругих и абсолютно твердых тел. М.: Наука, 1986. - 416с.

41. Карпенко Г.В. Влияние среды на прочность и долговечность металлов. -Киев: Наукова думка, 1976. , " ^ Г;

42. Керимов 3.Г. Динамические расчеты бурильной колонны. iM.: Недра, 1970. - 155с.

43. Киселев А.Т., Крхсир . H.H. Вращательно-ударное бурение геологоразведочных скважин. М.: Недра, 1982. - 103с. . ,

44. Кисельман M.JI. Определение сил трения в искривленных скважинах // Нефтяное хозяйство. 1969,- № 9. - С.21-23.

45. Кичигин A.B., Назаров В.И. Применение амортизирующих устройств при бурении скважин // Обз. инф. Бурение. М.:ВНИИОЭНГ,1984. -Вып.14(76). -43с.

46. Кодзаев Ю.В. Бурение разведочных горизонтальных скважин. М.: Недра, 1978 . -223с.

47. Конструкционные материалы в нефтяной, нефтехимической и газовой промышленности. / Г.К. Шрейбер, С.М. Перлин, Б.Ф. Шибряев. М.: Машиностроение, 1969. - 396с.

48. Контроль забойных параметров при турбинном бурении / Скобло В.В., Васильев И.А. и др. //Нефтяное хозяйство. 1987. - № 10. - С.14-18.

49. Копылов В.Е., Гуреев И.Л. Акустическая система связи с забоем скважины при бурении. М.: Недра, 1979. - 184с.

50. Копылов В.Е., Чистяков Ю.А. Применение смазки бурильных труб при алмазном бурении структурно-поисковых скважин // Изв. вузов. Нефть и газ. 1964. - №9.

51. Копылов В.Е., Чистяков Ю.А., Мухин Э.М. Вибрации при алмазном бурении. М.: Недра, 1967. - 128с.61 .Куликовский Л.Ф., Бражников В.А. Прибор советчик для определения момента смены долота по износу его вооружения // Нефть и газ. - 1969. -№6,- С.88-90.

52. Лебедев Н.Ф. Динамика гидравлических забойных двигателей. М.: Недра, 1981. - 251с.

53. Лебедев Н.Ф. ¡Колебания стержневых систем в полостях заполненных . жидкостью: Дис. . докт. техн. наук. Пермь, 1982 - 317с.

54. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. М.: Недра, 1987. - 840с.

55. Лойцянский Л.Г., Лурье А.И. Курс теоретической механики: В 2-х томах. Т.2. Динамика. 6-е изд-во, перераб. и доп. М.: Наука, Главная редакция физико-математической литературы, 1983. - 640с.

56. Лукьянов Э.Е., Стрельченко В.В, Геолого-технологические исследования в процессе бурения. М.: Нефть и газ, 1997. - 688с.

57. Мавлютов М.Р. Разрушение горных пород при бурении скважин. М.: Недра, 1978.

58. Мальченок В.О., Уткин И.А. Звуковые вибраторы для бурения. Л.: Недра, 1964. - 136с.

59. Мелешкина М.И., Поздняков A.M. О влиянии сил сухого трения бурильной колонны о стенки скважины на нагрузку, на долото при турбинном бурении // Труды ВНИИБТ. 1972. - Вып.ЗО - С.149-158.

60. Мелик-Шахназаров A.M., Варламов В.П., Балицкий В.О. Контроль за частотой вращения вала турбобура по механическому каналу связи // Автоматизация и телемеханизация в нефтяной промышленности. 1979. -№1.-С. 11-13.

61. Мирзаджанзаде А.Х., Керимов З.Г., Копейкис М.Г. Теория колебаний в нефтепромысловом деле. Баку: Маариф, 1976. - 262 с.

62. Михин Н.М. Фрикционные параметры, характеризующие взаимодействие парытрения сталь горная порода. // Изв. вузов. Нефть и газ. - 1987. -№11.

63. Назаров В.И. Ударные механизмы для бурения скважин и технология их применения// Обз. инф. Бурение. М.: ВНИИОЭНГ, 1983. - Вып. 10. - 39с. :

64. Неймарк Ю.И. Теория вибрационного погружения и вибровыдергивания // Инженерный сборник. Т.16-М.: Изд-во АН ССР, 1953. С. 13-48.

65. Пановко Я.Г. Механика деформируемого тела: Современные концепции, ошибки и парадоксы. М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1985. - 288с.

66. Панфилов Г.А. Исследование частотной характеристики передаточного звена «колонна бурильных труб-скважина» // Проблемы нефти и газа Тюмени: Сб. науч. тр.- Тюмень; Изд-во ЗапСибНИГНИ, 1980. Вып.48. -С.31-38.

67. Панфилов Г.А. Применение волновых процессов при решении актуальных проблем строительства горизонтальных скважин // Научные проблемы Западно-Сибирского нефтегазового региона: Тезисы докладов науч,-технич. конф. Тюмень: Тюм.ГНГУ, 1999. - С. 196-197.

68. Писаренко Г.С. Обобщенная нелинейная модель учета рассеяния энергии при колебаниях. Киев: Наукова думка, 1985. - 240с.

69. Песляк Ю.А., Уразаков K.P. Трение штанг в наклонно-направленной скважине // Нефтяное хозяйство. 1990. -№ 10.

70. Полынаков И.С. О некоторых разработках ОАО «Саратовнефтегаз» в области строительства скважин. //Строительство горизонтальных скважин: Сборник докладов семинара-совещания в АО «Удмуртнефть», 1997. -С.72-96.

71. Похмурский В.И. Коррозионно-усталостная прочность сталей и методы ее повышения. Киев: Наукова думка, 1974.

72. Работа бурильной колонны в скважине / Б.З. Султанов, Е.И. Ишемгужин, Н.Х. Шаммасов, В.Н. Сорокин. М.: Недра, 1973. - 216с.

73. Регулирование динамической нагрузки на долото при бурении скважин в Чернушинском УБР / Князев И,К., Каплун В.А., Богомазов JI.B. и др. // Бурение. 1979. - №8. - С.8-10.

74. Результаты испытаний волнового отражателя / Мельников В.И., Жидовцев H.A., Левченко А.Т. и др. Бурение, 1973. - №1. - С.7-11.

75. Рукавицын В.Н. Контроль забойных параметров в процессе бурения скважин // Обз. инф. Автоматизация и телемеханизация нефтяной промышленности. М.:ВНИИОЭНГ, 1987. - Вып. 7 (57). - 43с.

76. Рэлей. Теория звука. В 2-х т. М.: Гостехиздат, 1955. - Т.1. 504с. - Т.2. 476с.

77. Рязанцев А.О., Султанов Б.З., Галеев A.C. Виброакустическая дефектоскопия глубинонасосных штанг // Нефть и газ: Проблемы добычи, транспорта, хранения и переработки:Межвузовский сборник научных трудов. Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998. - С.36-40.

78. Самарский A.A. Теория разностных схем. М.: Наука, 1983. - 616с.

79. Самотой Л.К. Прихваты колонн при бурении скважин. М.: Недра, 1984. -205с.

80. Саркисов Г.М. Расчеты бурильных и обсадных колонн. М.: Недра, 1971. -343с.

81. Сароян JI.E. Бурильные колонны в глубоком бурении. М-.: Недра, 1979. -410с.

82. Северинчик H.A. Машины и оборудование для бурения скважин. М.: Недра, 1986. - 368с.

83. Симкин В.Я. iЭкспериментальные исследования параметров, колонкового разведочного бурения на забое. М.: ОНТИ ВИЭМС. - 1976. - №7,

84. Симонов В.В., Юнин Е.К. Влияние колебательных процессов на работу бурильного инструмента. М.: Недра, 1977. - 216с.

85. Сорокин В.Н. Исследование влияния сил сопротивления в скважине на закручивание бурильной колонны от реактивного момента турбобура: Дис. . канд. технич. наук. Уфа, 1975. - 136с.

86. Спивак А.И., Попов А.Н. Механика горных пород. М.: Недра, 1975. -200с.

87. Султанов Б.З. Крутильные автоколебания бурильной колонны. // Машины и оборудование для бурения и эксплуатации нефтяных и газовых скважин: Труды УНИ Уфа: Изд-во УНИ, 1972. - Вып.13. - С. 17-24.

88. Султанов Б.З. Управление устойчивостью и динамикой бурильной колонны.-М.: Недра, 1991.-208с.

89. Султанов Б.З., Габдрахимов М.С., Сафиуллин P.P., Галеев A.C. Техника управления динамикой бурильного инструмента при проводке глубоких скважин.-М.: Недра, 1997. 165с.

90. Тихонов А.Н., Самарский A.A. Уравнения математической физики. М.: Наука, 1980.- 679с.

91. Техника и технология высокоскоростного бурения / Г.А. Блинов. Л.Г. Буркин, O.A. Володин и др. М.: Недра, 1982 . - 408с.

92. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. В 2-х кн. Кн.2 / Под ред. И:.В. Крагельского и В.В. Алисина. М.: Машиностроение, 1979. - 358с. > 105." Установки для определения силы прихвата бурильного инструмента //

93. Нефтяная и газовая промышленность. 1986. - № 4. - С.26-27. > . ,, 4 106. Фролов К.В. Вибрация друг или враг? - М.: Наука; 1984. - 144с. ;; i

94. Чере.мных А.Г. Методы получения забойной информации для % интенсификации режима бурения: Дис.канд. техн. наук, г Тюмень, 1981.- 328с.

95. Чугаев P.P. Гидравлика. JI.: Энергия, 1975. - 600с.

96. Эскин М.Г., Исаченко JI.E. Определение мощности, расходуемой забойным двигателем на вибрацию бурильной колонны // Бурение. 1972. -№4. - С.35-38.

97. Эпштейн Е.Ф., Ясов В.Г. Бурение скважин гидроударниками и пневмоударниками. М.: Недра, 1967.

98. Юнин Е.К. Низкочастотные колебания бурильного инструмента. М.: Недра, 1983. - 132с.

99. Юртаев В.Г. Динамика буровых установок. М.: Недра, 1987. - 155с.

100. Янтурин А.Ш. Об упругой деформации бурильной колонны и периодичности ее разгрузки на забой // Изв. вузов. Нефть и газ. 1984. -№3, С.27-32.

101. Ясов В.Г. Основы теории и методики расчета гидроударника обратного действия // Теория и практика гидроударного бурения: Труды МИНХ и ГП.- М: Недра, 1967. Вып.69. - С.13-18,

Похожие работы

Энергетическое, металлургическое и химическое машиностроение
05.04.00