автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.07, диссертация на тему:Динамика агрегатов буровых установок и повышение их технического ресурса и эффективности эксплуатации

государственная академия НЕФТИ II ГАЗА

ни. И. М. ГУБКИНА

На правах рукописи Для служебного пользования экз. №_

УДК 622.244.7.001.24 ЮРТАЕВ Виктор Григорьевич

ДИНАМИКА АГРЕГАТОВ БУРОВЫХ УСТАНОВОК И ПОВЫШЕНИЕ ИХ ТЕХНИЧЕСКОГО РЕСУРСА И ЭФФЕКТИВНОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ

Специальность 05.04.07 — Машины и агрегаты нефтяной н газовой промышленности

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

* , / Москва 1994 ^ 1(

. . Работа выполнена в Московском институте нефтехимической и газовой промышленности им. И. Alt. Губкина и Самарском государственном техническом университете.

доктор технических наук Архангельский В. Л., доктор технических-наук, профессор Синайский Э. Г., доктор технических паук, профессор Хачатурян С. А. Ведущее предприятие — Волгоградский завод буровой

ТС.ХШ11.П.

сов на заседании специализированного Совета Д 053.27.03 в Государственной академии нефти и газа им. И. М, Губкина по адресу; 117296, Москва, Ленинский проспект, 65.

С диссертацией' можно ознакомиться в библиотеке Государственной академии нефти и газа им. П. М. Губкина.

ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ: •

Защита состоится

199/г. в

ча-

Ученьш секретарь специализированного Совета, кандидат технических наук

ц- -

ГИНЗБУРГ

Общая характеристика работы

АКТУАЛЬНОСТЬ ПРОБЛЕМЫ. Большие расходы, связанные с созданием новых буровых установок, ¡и высокие требования к качеству их исполнения повышают ответственность у конструкторов, которые не располагают инженерными методами динамического расчета агрегатов и вынуждены оценивать действующие нагрузки ориентировочно.

Методика определения динамических 'нагрузок с использованием экспериментальных значений коэффициентов динамичности обладает существенным недостатком, так как рекомендованные их значения получены на основе испытаний отдельных типов буровых установок и они не раскрывают своей сущности, не отражают степени влияния тех или иных факторов и параметров самих установок на величину возникающих динамических нагрузок. При проектировании бурового оборудования выбираемый коэффициент запаса по своему значению, как правило, превосходит значение коэффициента динамичности. Излишняя осторожность при выборе этого запаса приводит к перерасходу не только машиностроительных материалов, но и энергетических ресурсов. При этом не исключается наличие слабых мест в конструкции агрегатов, определяющих их надежность.

При бурении скважин с морских судов буровая установка вместе с судном образуют единую механическую систему. И если при бурении на суше возникающие упругие колебания передаются на грунт, то в морских условиях они воспринимаются корпусом судна без исключения возможности возникновения резонансных явлении.

Анализ работ по исследованию динамики буровых установок показывает, что большинство из них затрагивают вопросы динамики подъема бурильной ^колонны. Однако, как подтверждают результаты экспериментальных исследований, наибольшие динамические нагрузки при спуско-подъемных операциях возникают в период торможения спускаемой колонны. При спуско-подъемных операциях ускоренное и замедленное движение колонны вызывает колебательные движения долота и, как следствие, колебания гидродинамического давления в стволе скважины, что отражается на це-

лостности и состоянии ее стенок, приводит к усталостному их разрушению, к осложнениям процесса бурения, потере производительного времени и может существенно сказываться на гидродинамическом совершенстве связи ствола скважины с продуктивными пластами.

Колебания давления в стволе скважины могут возбуждаться также поршневыми буровыми насосами. Расчет и конструирование компенсаторов буровых насосов осуществляются без учета динамических явлений, возникающих при их эксплуатации. Неизученность динамики компенсаторов не позволяет достигнуть нужной степени гашения колебаний давления во всем диапазоне работы буровых насосов.

Одной из сложных аварий, возникающих при проводке скважин, является прихват бурильной колонны. Для ликвидации прихватов применяются ударные механизмы, включаемые в компоновку колонны. Применение таких механизмов связано с возбуждением упругих колебании, как в колонне, так и в талевой системе буровой установки. Определение возникающих динамических нагрузок позволяет прогнозировать условия безопасного ведения работ по ликвидации прихватов с помощью ударных механизмов без возможных осложнений, вызванных нарушением прочности, как бурильной колонны, так и элементов спуско-подъемного комплекса, повысить эффективность их применения.

Упругие колебания, возбуждаемые в буровых установкам снижают их технический ресурс, увеличивают непроизводительное время при проводке скважин, объем ремонтных работ по восстановлению оборудования и уровень вибрации, вызывающей соответствующие заболевания обслуживающего персонала. Поэтому изучение закономерностей динамических явлений и снижение на их основе уровня динамического нагружения и вибрации оборудования является актуальной проблемой, имеющей важное народнохозяйственное и социальное значение. Актуальность этой проблемы возрастает с увеличением глубины бурения скважин.

Одним из основных резервов повышения эффективности ведения буровых работ является повышение качества очистки бурового раствора от выбуренной породы, позволяющее за счет увеличения скорости бурения и проходки на долото сократить объемы спуско-подъемных операций, за счет снижения абразивного износа насосного оборудования и оборудования нагнетательной линии сократить объем ремонтных работ, снизить расходы та восстановление параметров бурового раствора. При этом улучшение технологического процесса очистки раствора должно осуществляться не только за 4

счет увеличения ступеней очистки и насыщения комплекс;) буровой установки соответствующими техническими средствами, по и путем совершенствования самих средств. Разработка конструкции вибросит, базирующихся на новых принципах действия, и методики их динамического расчета позволит обеспечить проведение работ по совершенствованию технологии очистки растворов и соответственно повысить эффективность бурения скважин.

Научно-исследовательские работы, выполненные в рамках диссертационных исследований, были предусмотрены планом Минвуза РСФСР в соответствии с комплексными программами «Надежность конструкций» тг «Нефть и газ Западной Сибири».

ЦЕЛЬ РАБОТЫ. Изучение основных закономерностей динамических процессов, возбуждаемых в буровой установке при выполнении технологических операции, разработка комплекса методик динамического расчета агрегатов, и 'рекомендаций по снижению уровня динамического нагружепия, вибрации оборудования, и принципиально нового направления в создании вибрационной техники для очистки буровых растворов от выбуренной горной породы.

ОСНОВНЫЕ ЗАДАЧИ РАБОТЫ. 1. Разработка математических моделей и зависимостей для расчета динамических нагрузок, возникающих в переходные периоды сиуско-подъ-емных операций, в талевом канате, на крюке и конструкции вышки. Исследование влияния закономерности изменения избыточного тормозного момента на динамическое нагруже-ппе буровой установки. Теоретические и экспериментальные исследования коэффициентов динамической нагрузки и анализ закономерностей изменения их значений применительно к буровым установкам различного класса. Разработка методики расчета коэффициента запаса тормозшого момента главного тормоза лебедки с учетом динамики и инерционной характеристики спуско-подъмного механизма буровых установок.

2. Теоретические исследования динамического напруження буровой установки при подъеме бурильной колонны с подхватом с учетом ее жесткости, податливости талевой системы и наличия в ней зазоров.

3. Математическое моделирование динамических процессов при ликвидации прихватов бурильной колонны с помощью гидравлического яса, изучение их основных закономерностей и возбуждаемых в талевой системе и прихваченном участке динамических нагрузок.

4. Математическое моделирование параметров динамической характеристики компенсаторов буровых насосов с учетом их конструктивного исполнения.

5. Разработка рекомендаций по снижению уровня динамического нагружения, повышения технического ресурса и эффективности эксплуатации буровых установок на основе обобщения полученных результатов.

6. Математическое моделирование динамики вибрационного сита для очистки буровых растворов. Разработка и испытание опытного образца принципиально новой конструкции вибросита.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА. Выполнены исследования, позволившие па основе применения методов математической физики н теории упругих колебаний разработать зависимости для расчета динамических нагрузок в ходовой ветви талевого каната, на крюке, вышке, бурилыной колонне в период торможения главным тормозом пен спуске колонны; при подъеме с подхватом с учетом зазоров в подъемном механизме, податливости талевого каната и подроторных балок; при ликвидации прхватов с помощью гидравлического яса, обеспечившие возможность впервые выявить влияние различных факторов .и параметров системы спуоко-подъемного комплекса на возникающие динамические 'нагрузки, создать основы для разработки средств автоматического управления тормозной системы лебе.чки !ям( выполнении спуско-подъемных операций и обеспечить САПР буровых установок инженерной методологией динамического расчета с целью снижения уровня вибрации, повышения ресурса бурового оборудования и эффективности его использования.

С учетом структуры и кратности талевой системы спуско-подъемнын комплекс впервые рассмотрен в виде многомассовых динамических моделей различной сложности, составлены п решены системы дифференциальных уравнений, описывающих динамику буровых установок при выполнении различных технологических операций при проводке скважин.

Разработана методика динамического расчета компенсаторов поршневых насосов различных конструкций и вибрационного сита для очистки буровых растворов, позволившая перейти к разработке вибросит нового принципа действия, осуществленных на уровне изобретений.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ И РЕАЛИЗАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ. 1. Получены аналитические зависимости динамических нагрузок в талевом канате, на крюке, вышке 'И ускорения колебательного движения нижнего сече-6

кия колонны в переходные периоды спуско-подъемных операций от параметров и режимов эксплуатации буровой установки.

2. Определены расчетами и экспериментально значения коэффициентов динамической нагрузки талевого каната и на крюке при торможении спускаемой бурильной колонны н дан анализ значениям этих коэффициентов применительно к буровым установкам различного класса,

3. Дана оценка возбуждаемым упругим колебаниям нижнего сечения колонны при спуско-подъемных операциях и их влиянию на возникающие колебания гидродинамического данления в -кольцевом пространстве ствола скважины.

4. Установлено, что при времени нарастания тормозного момента главного тормоза лебедки менее, чем за 2—Зс, резко возрастает амплитуда упругих колебаний в системе и их роль в динамическом нагруженпи спуско-подъсмпого механизма, снижающих технический ресурс и эффективность его эксплуатации.

5. Получена зависимость для расчета коэффициента запаса тормозного момента главного тормоза от инерционной характеристики и динамики епуско-под-немного механизма,-разработаны рекомендации по его расчету и снижению уровня возникающих динамических нагрузок. Произведен анализ значений коэффициента запаса тормозного момента ленточных тормозов буровых лебедок.

6. Получены зависимости тормозного пути и времени торможения от параметров спуска колонны и определены их оптимальные значения, позволяющие осуществлять контроль и регулирование режима торможения при применении средств автоматического управления тормозной системой лебедки.

7. Получена зависимость жесткости конструкции ленточного тормоза лебедки от его технических параметров, позволяющая осуществлять оптимизацию конструкций тормозных систем на стадии их проектирования.

8. Разработана математическая модель, получены аналитические зависимости н да'на оценка динамическим нагрузкам в канате при подъеме колонны с подхватом с учетом наличия зазоров в подъемном механизме и характеристики оперативной шинопневматическои муфты.

9. Выявлен оптимальный диапазон продольной жесткости конструкций вышек, позволяющий взбежать резонансные явления в спуско-подъемном механизме буровых установок и обосновывать металлоемкость вышек.

10. Получены зависимости для расчета динамических па-грузок в канате и прихваченном участке бурильной колонны

от параметров системы спуско-подъемного механизма и дана оценка влиянию расстояния от расположения ударного механизма в компоновке колонны до места прихвата на возникающие нагрузки.

11. Получены зависимости для расчета степени неравномерности давления и подачи поршневых насосов от динамических параметров компенсаторов, их технической характеристики и конструкции насоса, обеспечивающие возможность контроля -за эффективностью работы компенсаторов на стадии их проектирования.

12. Разработан, ¡изготовлен и испытан в условиях бурения скважин оныгный образец принципиально нового вибросита для очистки бурового раствора, обеспечивающего повышение степени очистки в 1,5 раза.

На основании проведенных исследовании разработаны рекомендации по снижению уровня динамического нагруже-ния спуско-подъемного комплекса буровых установок, позволяющие в период торможения спускаемой колонны в зависимости от ее веса в 4—8 раз уменьшить амплитуду упругих колебаний в талевом ка;нате, соответственно уменьшить износ и его расход не менее чем на 26%, повысить технический ресурс агрегатов и снизить уровень их вибрации.

Разработанные методики расчета и технические рекомендации опубликованы в монографии н используются при расчетах буровых установок номенклатуры АО «Уралмаш», в качестве руководящих технических материалов внедрены п используются при автоматизированном проектировании спуско-подъемного комплекса буровых установок в ОКБ Волгоградского завода буровой техники, в КБ Самарского завода «Нефтемаш», а также изданы методические указания, применяемые в ВУЗах.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Основные положения диссертационной работы докладывались:

— па Второй Всесоюзной конференции по динамике и прочности нефтепромыслового оборудования (г. Баку, 1977 г):

— на Всесоюзном семинаре по новым достижениям в гидравлике промывочных растворов и тампонажных систем (г. Ивано-Франковск, 1982 г.);

— на Четвертой Всесоюзной конференции по проблемам научных исследований в области изучения и освоения Мирового океана (г. Владивосток, 1983 г.);

— на Третьей Всесоюзной конференции по динамике, прочности и надежности нефтепромыслового оборудования (г. Баку, 1983 г.);

— на Всесоюзной научно-технической конференции «Нефгь :i газ Западной Снблри. Проблемы добычи и транспортиров-ai» (г. Тюмень, 1985 г.);

— на Научно-технической конференции факультета математических знаний (г. Куибыщев, 1985);

— та Юбилейной научно-технической конференции, посвя-ценной 400-летию города Куйбышева (г. Куйбышев, 1986 г.);

—на Всесоюзной конференции по эксплуатационной на-южности машин, роботов и модулей ГПС (г. Свердловск, 1987 г.);

— на Всесоюзной конференции по механике горных пород iри бурении (г. Агой, 1988 г.);

— на Областной научно-технической (конференции, посвя-ценпой 60-стшо института (г. Куйбышев, 1990 г.);

— на Научно-техническом Совете нефтяного факультета 2амПИ (г. Самара, 1987, 1992 гг.);

— на межкафедральном научном семинаре МИНГ (г. Мо-ква, 1987 г.).

ОБЪЕМ РАБОТЫ. Диссертация состоит из введении, 1есятн глав, основных выводов, списка литературы и прпло-кений, включает 258 страниц машинописного текста и 59 ри-унков, 201 напмеповатше списка литературы. Приложения ¡зложепы па 8 страницах.

Автор благодарит д. т. н., профессора А. Л. Ильского за казапную помощь и поддержку при выполнении работы.

Содержание работы

ВО ВВЕДЕНИИ показана актуальность работы, обосно-ано направление исследований, дана характеристика их адач и целей.

В ПЕРВОЙ ГЛАВЕ рассмотрено техническое состояние уровых установок, проблема их динамического расчета и ее сновные задачи. Буровая установка представляет собой омплекс функционально связанных и взаимодействующих ежду собой рис. 1 агрегатов. Все технологические операции роводки скважнн осуществляются через упругую бурильную олонну и возбуждаемые в ней упругие колебания передайся на комплекс наземного оборудования, что в свою оче-едь сопровождается возникновением динамических нагрузок, ибрацией оборудования и рабочих мест членов буровых ригад. В настоящее время широкое распространение полу-дли буровые установки, монтируемые па металлических жованиях, соединенных между собой стяжками без приме-гния виброизолирующих устройств. Возбуждаемая вибрация

Привод

(

Процесс п одъема колонны

Г'

Процесс ликвидации прихвата

I—

Лебедка

—1—г

халевая система

Г

Т

Вышка

1 I I_L

Основание

1 Г

Ротор

Бурильная колонна

Веотлюг

т

Б.урогше насоси

Вибросито

Т

Скважина

1ормозная система

Е

п

Процесс спуска и тошожения

Процесс бурения

Рис. I. Схема взаимодейстш агрегатор буровой' установки при выполнении технологических операций прородки ск»аж.ин

и

распространяется по металлоконструкциям всех блоков буровой установки, при этом возникающий уровень шума и внброскоростш в рабочих зонах буровой установки и на рабочих местах достигает или превосходит рнс. 2. предельно допустимые -нормы, что приводит к соответствующим заболеваниям у рабочих буровых бригад.

Техническое состояние буровых установок определяется нормами расчета и проектирования, оснащенностью привода средствами искусственной приспосаблнваемости его характеристики к режимам работы исполнительных механизмов, системой управления технологическим.]! операциями, регламентацией режимов работы агрегатов и качеством их изготовления, выполнением требований монтажа оборудования и правил его эксплуатации.

Средства искусственной приспосаблнваемости привода лебедки в период разгона поднимаемой колонны снижают уровень динамического нагруженпя спуско-подъемного механизма. Управленце же тормозной аистемой осуществляется бурильщиком и при спуске колонны возникающие динамические нагрузки определяются субъективным фактором н они по своему значению больше, чем при подъеме. Оснащенность привода средствами искусственной приспосаблнваемости, а тормозной системы средствами управления ее работой определяют виброактивность буровой установки в переходные периоды действия машинных агрегатов. В разработке научных основ расчета, проектирования и повышения технического уровня бурового оборудования достигнуты значителыше успехи, однако возникающие динамические процессы из-за недостаточной их изученности не нашли своего должного отражения в проектных решениях при создании буровых установок. Применяемые методы расчета буровой установки основаны на ее представлении, как системы абсолютно жестких тел, без учета упругости та.ких ее элементов- как бурильная колонна, талевый канат, вышка, обладающие значительными продольными размерами и являющиеся источником возникновения упругих колебаний, которые сказываются не только на их прочности, но <и техническом ресурсе других узлов буровой установки и их вибрации.

Большой вклад в развитие теории расчета буровых установок ц режимов их эксплуатации внесли ученые: В. А. Ава-ков А. А. Антонов, В. Л. Архангельский, К. И. Архипов, А. Г. Бабуков, P.A. Баграмов, П. В. Балицкнй, Г. Н. Бер-жец, М. С. Гаджиев, Л. Н. Горонович. С. С. Григорян, С. И. Ефимченко, А. Л. Ильский, М. Я. Иткис, С. Г. Калинин, М. А. Караев, Г. Б. Карапетян, В. М. Касумов, 12

3. Г. Керимов, Я. С. Мкртычан, В. И. Моцохенн, А. С. Нп-колич, С. А. Раджабов, А. А. Саидов. Г. М. Саркнсов, Л. Е. Симонянц, С. Г. Скрыпник, К. Г. Талышхаиов, В. И. Тарасович, И. Г. Узумов, В. С. Федоров, С. А. Хачатурян, Г. М. Шахмалнев и др. Теоретические и экспериментальные исследования в области динамики агрегатов буровых установок выполнены в МНИГ им. И. М. Губкина, АзИНефтехимс им. М. Азизбекова, Львовском политехническом институте, Самарском политехническом институте и других организациях.

В большинстве опубликованных работ в недостаточной мере отражены вопросы динамики переходных периодов движения системы, не изучены вопросы динамики системы после достижения избыточной тормозной или движущей силы свооего наибольшего значения. В то время, как характер на-гружения буровой установки в переходные периоды н упругие свойства ее элементов могут создавать самые неблагоприятные сочетания, вызывающие повышенный износ оборудования или без видимых причин его разрушение. Поэтому в диссертационной работе большое внимание уделено исследованию режимов переходных периодов в сочетании с возникающими в системе динамическими нагрузками.

ВО ВТОРОЙ ГЛАВЕ излагаются вопросы динамики спуско-подъемного механизма в переходный период торможения при спуске бурильной колонны. Как показывают экспериментальные данные, полученные многими исследователями, наибольшие динамические нагрузки возникают при спуске инструмента в период торможения ленточным тормозом. Причем, под действием этих нагрузок канат подвергается износу в большей степени, чем при подъеме, так как спуск осуществляется с рыхло уложенным канатом на барабане и при более высоких скоростях.

В первом разделе главы исследуются динамические нагрузки, возникающие в талевом канате при различном характере изменения избыточной силы торможения.

Отмечается, что вследствие применяемой рычлжио-механн-ческон системы управления ленточным тормозом лебедки характер изменения тормозного момента определяется оператором. В результате включения тормоза и сообщения замедления движущимся .массам п системе возникают динамические нагрузки, величина которых зависит от субъективного фактора бурильщика, характеристики тормоза п параметров системы спуско-подъем'ный механизм — бурильная колонна. Этой системе присуща особенность, что она обладает бсско-

печным числом степеней свободы нз-за наличия упругих элементов — бурильной колонны, талевого каната и вышки. Сложность этой системы ше позволяет разработать приемлемые для практического применения аналитические методы определения динамических -нагрузок с учетом режимов изменения прикладываемых внешних усилии. Поэтому для определения амплитуды колебания динамической нагрузки рассмотрена рис. За упрощенная трехмассовая динамическая схема спуско-подъемного механизма с приведением массы бурильной колонны по методу Релея, а инерционная составляющая динамической нагрузки получена с учетом ее реальной массы. В работе приводится обоснование упрощения принятой динамической схемы.

Применяя уравнение Лагранжа второго рода, получена система дифференциальных уравнений движения масс

,„ ((Ни , и, . с,(к— 1) _ т, -¿р--(и2- —г) -к---К (г),

пи (м.ч—г/2)с2+ (и2------1) = 0;

т3 + = (I)

где ть т2, т?„ и{, иг, ил — масса барабана, приведенная к его радиусу, масса подвижной части талевой системы, приведенная масса бурильной колонны и их перемещения.

Из решения этой системы уравнений при соответствующих начальных условиях получены зависимости динамических нагрузок каната при различных законах изменения силы тор-можеви в функции времени.

При изменении избыточной силы торможения по линейному закону

(2)

где Т — максимальная эквивалентная избыточная сила торможения, приведенная к ра

диусу барабана, и в,ремя ее роста; С\, с-2 — жесткость струны талевого каната и бурильной колонны; к — кратность талевой системы; р\, р2 — значения основных частот упругих колебаний в колонне и канате.

(т5+ —— )к

р.__(т»_ + пн)к_ . р,__

~ (т,Г+л!,+т3) (Л — I) ' ('",^+тг+/?г3+/7г„р) (к—\) '

И

<2 — вес бурильной колонны, т„р — суммарный момент инерции шкивов талевой системы, приведенный к массе талевого блока. При

г I 1 / V , ч ГЛ / Г С"2 —1) ■ 1 1чу

^гТ(/7!2СО8р,/-р21СО5/?20]+ (4)

где со — коэффициент, определяемый массой подвижной части талевой онстемы, приведенной массой бурильной колонны и ее продольной жесткостью. При

~ лКгс, ,г М , 0 л2 - , 1т- ,

•ITmJilph-ph) 4 Np2 4 1 4Р > ^ р2

г М , , яг ч , li- л , CiMRr ■ nt

C-JV^r^ 3- 4Р")+- ™lslnPi^+ Sln -2Г

При

(5)

i Кг / n Kt I AilCl ni ч /ЛЧ

-b—iOpV.-b—- cos -j-), (6)

где Ai, JV\ Mb Ni — постоянные коэффициенты, зависящие от параметров спуоко-подъемного комплекса буровой установки. При

/<(/) = # = const,

г n r Dp2itnlk-Srci , Dp^innk+c, p. -, ,_ч

^ [-^V^jcospa/--^vWC0SPi/ + Dl]' (?)

На основе математического моделирования и проведенных с помощью ЭВМ расчетов, а также результатов экспериментальных исследований проведен анализ значений коэффициента динамической нагрузки талевого каната для буровых установок различного .класса. Показано, что может изме-16

пяться в широких пределах и при незначительном промежутке времени Т его значение уменьшается, если ограничивать рассматриваемый процесс периодом времени ¿<7\ Объясняется это тем, что система не успевает среагировать па изменение силы торможения за период ее роста и динамическая нагрузка в этом случае достигает своего наибольшего значения при ¿>7\

Во втором разделе главы отмечается, что полученные выше зависимости пригодны для случаев, когда за период нарастания -избыточного момента происходит полное поглощение тормозной системой кинетической энергии движущихся масс п посадка колонны на стол ротора. Однако, в пракшже ведения спуско-подъемных операций чаще встречаются такие случаи, когда к моменту достижения силой торможения своего максимального значения, скорость спуска полностью не погашена. Особенно это характерно при большой скорости спуска и интенсивном увеличении тормозного усилия. В этом случае при ¿>Т барабан'лебедки будет находиться под действием избыточной силы а формулы для определения максимальной динамической нагрузки в ¡канате для рассмотренных выше законов нарастания избыточной силы торможения соответственно получены в виде

^тах= -Тпгммр^-р*,)---(8)

1 = ----- +ЯтП1'

ЛтйХ== -2ТПМР*-Р№р> (Ю)

Ртах= - ^^-+ЯгО „ (11)

Первое слагаемое в этих формулах определяет амплитуду упругих колебаний, а второе — воспринимаемую канатом инерционную составляющую динамической нагрузки.

В работе приводится анализ вияния времени нарастания избыточной силы торможения, массы и продольной жесткости бурильной колонны на возникающие максимальные динамические нагрузки для буровых установок БУ-2500, БУ-4000 и БУ-6500 при различных законах ¡нарастания избыточной силы торможения в функции времени. Установлено, что при Т> Зс, в системе практически не возбуждаются упругие колебания и уровень динамического напр ужения опреде-

17

ляется инерционным и силами. Амплитуда упрущ.х колебаний резко возрастает при Т<1—2 с. При нарастании избыточной силы торможения по синусоидальному закон}' происходит резкое увеличение амплитуды колебания в канате, если 7 приближается к четверти периодов основной частоты колебания в колсшне или канате, а при косипусопдальном законе такие явления возникают, когда 7 равняется половине этих периодов. При 7>1 с значение /ед практически не зависит от жесткости бурильной колонны и, следовательно, от диаметра и толщины стенок применяемых в бурении бурильных труб. Уменьшение времени нарастания избыточной силы торможения от 7 = 2 с до 7=1 с приводит к увеличению амплитуды упругих колебаний в канате в два раза, а с уменьшением этого времени до 7 = 0,5 с амплитуда упругих колебаний в зависимости от класса буровой установки возрастает в 4—8 раз. Согласно результатам исследовании, проведенным в Грозненском нефтяном институте, уменьшение амплитуды динамических нагрузок в два ¡раза приводит к сокращению расхода талевого каната более чем 1 га 13%.

Результаты экспериментальных исследований показывают, что время, в течение которого бурнлыцнк увеличивает избыточный тормозной момент до максимального значения, колеблется в пределах 7=0,2—1,5 с. При этом возникающие нагрузки в канате при большом весе бурильной колонны превышают статическую до 2,5 раз и более чем в 4,5 раза при небольшом ее весе. Следовательно, регламентация и оптимизация этого времени в сочетании с применением средств автоматического управления тормозной системой позволяет использовать имеющийся резерв повышения технического ресурса буровых установок л в значительной мере сократить расход талевого каната при бурении скважин. На основании проведенного анализа результатов исследований рекомендовано регламентировать время нарастания избыточного тормозного момента до 7=2—3 с. В этом случае значение коэффициента динамической нагрузки талевого каната для буровых установок различного класса при .наибольшей массе колонны и полном использовании возможности применяемых тормозных систем составляет /гд=1,3—1,4.

В третьем разделе главы исследуются динамические нагрузки, возникающие на крюке в переходный период торможения спускаемой бурильной■колонны. Для этого исходная система дифференциальных уравнений (1) решается относительно разности перемещений нижнего сечения колонны и крюка. Для периода времени t<T зависимость динамической 18

нагрузки на крюке при лннейпом законе ¡нарастания избыточной силы торможения получена в ннде

1: - ^-^тЬг-лГ-Чт (— ''W • sin/; /) ■(•

(p-i—рл) (mji' + tni+nib)! рг p¡ '

QkK,l

При R(¿) =¡tf = const, Rm3k

(12)

7=---ТГ,---г7—í-гг (P'2íc0sp2t—p22c0spit) +

QA/?

__(13)

Для периода времени Г</ максимальная динамическая нагрузка на крюке определяется по формулам, которые в зависимости от рассмотренных выше законов нарастания /избыточной силы торможения соответственно имеют вид

ЧН{р32+Р3>)

«г2 + m3) (р-2—р21) 7*^1 №

с /,п г 1>Ь(Р22-+Р20_ _О_т

шах -кд I (р22_р21)(т1/гг + И2+/„з) ■ г(/я,/г2+;7г2 +/7г3-»-т„р)

(15)

В работе приводится анализ расчетных и экспериментальных значений коэффициента динамической нагрузки, который показывает, что для каната кд больше, чем на крюке, :и это подтверждается экспериментальными результатами, полученными многими авторами. Такое различие особенно заметно при высокой интенсивности нарастания избыточной силы торможения и при уменьшении веса колонны. Значение /гд практически не зависит от класса установки и при наибольшем весе колонны, в случае мгновенного приложения избыточного тормозного усилия, для крюка оно составляет А',, = 1,31—1,33, а при линейном законе (изменения силы торможения /;д= 1,23—1,25.

Разрушение талевого каната в совокупности с другими причинами носит также и усталостный характер под воздействием церемонных напряжений, вызванных как изменением веса колонны па крюке и числом перегибов па барабане и шкивах талевой системы, так и упругими колебаниями в системе спуско-подъемиого механизма. Для оценки влияшы среды скважины на значение максимальной амплитуды коле-

бания нагрузки в канате и ее затухание в четвертом [разделе главы приводится решение волнового уравнения. При этом колонна бурильных труб рассматривается, как упругий стержень с распределенной массой, а канат в виде невесомой упругой нити.

Решение исходного волнового уравнения с учетом силы сопротивления в скважине позволило получить аналитическую зависимость усилия в канате

к ,Г 1 + {р'+к-т)кт

+ (16)

Р -гК'т

где Е, £ — модуль упругости и площадь поперечного сечения колонны бурильных труб; а4 — коэффициент, учитывающий параметры талевой системы и бурильной колонны; рш, Ат, постоянные .коэффшцнснты; р — коэффициент, учитывающий сопротивление среды скважины.

На основании проведенных исследований с применением формулы (16) и анализа полученных результатов показано, .что буровой раствор не оказывается на максимальном значении амплитуды колебания динамической нагрузки в канате.

В ТРЕТЬЕЙ ГЛАВЕ рассматриваются вопросы управления и динамического расчета ленточного тормоза лебедки. Определяющим .критерием уровня динамического нагружения талевой системы при спуске инструмента является интенсивность гашения скорости в период торможения главным тормозом. Ленточные тормоза существующих буровых лебедок позволяют осуществлять торможение с замедлением крюка 1,2—2,45 ад/с2.

Если движущимся массам спуско-подъемного механизма мгновенно сообщить такое замедление, то в системе возникнут значительные динамические нагрузки. В работе выводятся аналитические зависимости скорости движения крюка в любой момент переходного периода торможения, пути и времени торможения с учетом закономерности роста замедления до возможного максимального значения. На основании сравнительного анализа расчетных значений этих параметров с возникающими динамическими нагрузками показывается, что максимальное замедление крюка «е должно превышать }т=1,5 м/с2 и приводится вывод аналитической зависимости коэффициента запаса момента ленточного тормоза лебедки от обеспечиваемого им замедления 20

Р = ~ТГ— +лл. (17)

к I с I

где т — сумма приведенных движущихся масс лебедки, талевой системы и бурильной колонны; т — статическая па-грузка каната.

В литературных источниках не приводится обоснование значения коэффициента запаса тормозного момента ленточных тормозов буровых лебедок. Результаты исследовании показывают, что при /т = 1,5 м/с2 и времени нарастания тормозного момента до максимального значения 7 = 2с для широко применяемых классов буровых установок коэффициент динамической нагрузки каната составит /гд = 1,25—1,33, а р= 1,85—2,2. Применяемые тормоза буровых лебедок позволяют осуществлять торможение с значительно большим замедлением, при котором кя = 1,38—1,4, а пересчитанный по формуле (17) коэффициент запаса тормозного момента составляет р = 2,35—2,55. Следовательно, уровень динамического нагружения спуско-нодъемных систем буровых установок можно существенно снизить не только за счет регламентации времени нарастания тормозного момента и применения автоматической системы управления тормозом, но и путем соответствующего уменьшения коэффициента запаса момента тормоза, а это в свою очередь позволит повысить технический ресурс спуско-подъемного комплекса буровых установок.

Существующая методика расчета ланточного тормоза буровых лебедок не учитывает упругости его элементов, В процессе же торможения им поглощается за короткий промежуток времени значительная кинетическая энергия движущихся масс, что приводит к упругим колебаниям в системе тормоза, колебанию тормозного момента и повышенному износу тормозных колодок и шкивов. Во втором разделе приводится вывод аналитической зависимости жесткости конструкции ленточного тормоза от основных его параметров, размеров и жесткости конструктивных элементов

с=-д--в-а' С8)

+ — +

е., С, ' С»

где Л, В, О — коэффициенты, определяемые параметрами ленточного тормоза; Со- с2 — соответственно жесткость узла крепления ленты к балансиру, тормозного вала и лолты.

При наличии данных эксплуатации тормозных систем буровых лебедок применение полученных формул позволяет конструктивными мерами на стадии проектирования тормоза

довести его надежность до надежности лучшего образца. Проведенными экспериментальными исследованиями промышленных образцов ленточных тормозов установлено наличие колебаний натяжения набегающих концов тормозных лент. При этом амплитуда колебаний набегающего конца левой ленты больше, чем правой, что объясняется несимметричным действием усилия на рукоятке на сбегающие концы тормозных лент. При натяжении набегающих концов лент 15—20 кН амплитуда »колебания правой ленты составляет 10—20% от натяжения, а левой ленты — 45—60%. Таклс коебания натяжений вызывают соответствующую деформацию и приводят к колебательным движениям колодок по трущейся поверхности шкивов, способствуя возникновению колебаний тангенсальиых напряжений и микротрещин на их рабочей поверхности.

В ЧЕТВЕРТОЙ ГЛАВЕ исследуются динамические нагрузки при подъеме бурильной колонны с подхватом. При подъеме с подхватом на процесс динамического нагружения подъемного механизма оказывают влияние зазоры между проушинами элеватора и штропами, наличие пружинного механизма в крюке и слабины каната. Наличие этих зазоров и слабины талевого каната выызвает необходимость рассматрз!-вать процесс нагружения талевой системы в несколько этапов, каждый из которых характеризуется своей структурой динамической схемы подъемного механизма рис. Зв. При решении этой задачи В. Л. Архангельский рассмотрел подъемный механизм в виде двухмассовой системы, существенно упростив ее решен ¡¡е.

В диссертации приводятся системы дифференциальных уравнений и их решения применительно 'К каждому этапу. В ходе первого этапа выбирается зазор между проушинами элеватора и штропами. Во втором этапе происходит сжатие пружинного механизма крюка. Параметры движения системы в начале второго этапа соответственно равны им в конце первого этапа и это положено в основу определения начальных условий для вывода аналитической зависимости перемещения масс и усилия в канате от параметров системы.

В третьем этапе талевая система нагружается до статического веса колонны, а в движении при абсолютной жесткости подроторных балок за счет упругого удлинения ¡каната (находится только масса барабана, описанное в работе уравнением, решение которого найдено при начальных условиях, соответствующих окончанию предыдущего этапа. 22

В четвертом этапе происходит отрыв элеватора от стола ротора н в движении участвуют все массы системы. В этот период возникают наибольшие динамические нагрузки в канате. причем наибольшего значения они могут достигать после заполнения воздухом рабочих камер оперативных пневматических муфт. Для этого случая максимальная нагрузка в канате определяется выражением

12 ~

к

-<££_)]. (19)

2с, * Т /.'н

а 'на крюке

/',,, = 2с3 [ )'Л + В\х + ]'Л + А*4? +

'<[ г_а'ц ' и

(3

ХСг{к3пи + т,+ —-)

(20)

где 0, 1) — вес подвижной части талевой системы и ее КПД; Л41, Ал2, Ви, #42 — коэффициенты, определяемые параметрами подъемного механизма.

В период нагружепия талевой системы бурильной колонной ее верхнее сечение находится в движении и к моменту отрыва элеватора от стола ротора обладает скоростью, зависящей от жесткости подроторпых балок и ¡интенсивности протекания переходного процесса по подхвату бурильной колонны. В этом случае начальные условия для четвертого этапа подьема колонны с подхватом будут отличаться от условий при рассмотрении подроторпых балок абсолютно жесткими. Чтобы определить начальные условия четвертого этапа движения системы с учетом жесткости подроторпых балок отдельно составлена и решена система дифференциальных уравнений для третьего этапа, учитывающая движение массы ротора под действием упругих сил подроторпых балок вследствие их рр.з-пружения от веса бурильной колонны.

В этом разделе диссертации приводится анализ влияния жесткости бурильной колонны и талевой системы па динамику подъемного механизма. С этой целью решается задача применительно к динамическим схемам с учетом и без учскч упругости талевого каната рис. 3, г и колонны. На основании проведенных исследований дается оценка влияния эк < параметров. Отмечается, что значение основной частоты колебании бурильной колонны при ее большом весе и при абсолютной жесткости талевого каната практически не отличается от час-

тоты колебания, когда учитыватеся реальная жесткость каната. При уменьшении веса колонны погрешность в расчетах увеличивается. Аналогичные результаты получил Л. Е. Си-монянц при рассмотрении бурильной колонны, как упругого стержня с распределенной массой. Вместе с тем, если рассматривать талевый канат, как абсолютно жесткую нить, то коэффициент динамической нагрузки крюка не зависит от веса бурильной колонны. При учете же упругости каната йд с уменьшением веса колонны увеличивается и это подтверждается результатами проведенных экспериментальных исследований, поэтому при динамических расчетах спуско-подъ-емного механизма нельзя пренебрегать жесткостью каната талевой системы, так как это приводит к искажению оценки возникающих динамических процессов.

В ПЯТОЙ ГЛАВЕ исследуются упругие колебания нижнего сечения бурильной колонны при спуско-подъемных операциях и их влияние на гидродинамическое давление в скважине. Упругие колебания в бурильной колонне сопровождаются колебанием перемещения долота, что, в свою очередь, приводит к циклическому колебанию гидродинамического давления в окважнне при спуске и подъеме колонны на длину свечи.

В диссертационной работе для оценки влияния упругого колебания нижнего сечения колонны на гидродинамическое давление решается система дифференциальных уравнений (1) для различных режимов приложения избыточной силы торможения или движущей силы к «массе барабана. Для каждого режима получены аналитические зависимости абсолютного перемещения нижнего сечения колонны и его ускорения. В случае мгновенного приложения избыточной силы торможения или движущей силы ,к массе барабана зависимость максимального ускорения нижнего сечения колонны получена в виде

02«з

(21)

где / — ускорение (замедление) переносного движения.

Первое слагаемое выражения (21) определяет ускорение кслсоателыюго движения и его значение больше, чем ускорение (замедление) переносного движения. Знак плюс соответствует ускорению при подъеме, а минус — замедлению колонны прц спуске. Как известно, ускорение при подъеме вызывает увеличение давления в скважине по сравнению с гндро-24

статическим и уменьшение при спуске с замедлением. Ускоренно же колебательного движения долота вызывает только увеличение давления в скважине независимо от направления движения колонны. При равноускоренном подъеме учет жесткости колонны и талевого каната при расчетах гидродинамического давления от потока жидкости, вытесняемой трубами, приводит к результатам более, чем в два раза превышающим по сравнению с расчетами без учета упругости системы.

При изменении избыточной движущей или тормозной силы по линейному закону в работе получены зависимости максимального ускорения нижнего сечения колонны в виде для периода времени /<7

d'lh ir . pv

dt* Tpx 1 рИр-2-р20

для периода времени í>T

±¡ht], (22)

где /г — максимальное ускорение (замедление) переносного движения колонны.

В том случае, если избыточная движущая сила пли сила

Н I2

торможения нарастают по закону , тогда

для периода времени¿<Г

dP L (pV-pM 1 Т

для периода времени t>T

=Г JÍEi+E^ eos JlErzEiL- ±i]/,.

di2 1 л (p 2—P ]) 4 4 "

(25)

Как показывают исследования с уменьшением времени нарастания движущего момента от 7 = 3 с до 7 = 0,5с величина гидродинамического давления в затрубном пространстве возрастает более чем в полтора раза.

Чтобы избежать возникновения высоких по своему значению гидродинамических давлений, разгон поднимаемой колонны прн жесткой характеристике привода лебедки следует осуществлять путем включения оперативной муфты при работающем приводе, так как время заполнения пневмокамеры воздухом у получивших наибольшее распространение шнно-

пневматических муфт обеспечивает нарастание движущего момента в течение 2,5—3 с.

В ШЕСТОЙ ГЛАВЕ исследуется динамика буровых вышек и влияние их параметров на динамику спуско-подъемного комплекса. Отмечается, что жесткость вышек буровых установок не регламентируется существующими методиками их расчета. Значение этого параметра имеет существенное различие у вышек буровых установок одинакового класса. В первом разделе главы рассматривается влияние продольной жесткости вышки на динамику спуско-подъемной системы. С этой целью масса вышки по методу Релея приводится к массе кронблока, которая подвешивается на конце упругого невесомого стержня, обладающего жесткостью вышки, и рассматривается четырехмассовая динамическая схема рис. 36. Применяя уравнение Лагранжа второго рода, составлена система дифференциальных уравнений. При ее составлении был применен предложенный М. С. Комаровым прием, при котором рассматриваются неподвижная система координат и подвижная, (неразрывно связанная с упругим перемещением приведенной массы вышки и кронблока. В этом случае, упругое перемещение масс в неподвижной аистеме координат фиксирует перемещние начал координат подвижной системы I! связанной с ней перемещение масс талевой системы и приведенной массы колонны бурильных труб. Решение системы уравнений находится в виде трехчастогной функции.

Ограничиваясь случаями, когда избытоная сила торможения прикладывается мгновенно и при линейном законе ее нарастания при соответствующих начальных условиях, получены аналитические зависимости динамической нагрузки каната. При форсированном режиме торможения, когда при 1 = Т скорость спускаемой колонны полностью не погашена, эга зависимость получена в виде

- уЖЖ{51п(р„< + (Ря) -

- с*4 $т[рп((--Т) (26)

а входящие в нее коэффициенты представлены аналитическими выражениями.

Анализ полученной зависимости показывает, ч то динамическая нагрузка каната определяется избыточной силой торможения, значениями масс барабана, подвижной части талевой системы, вышки щ жесткостью каната, а также значениями собственных частот, которые, в свою очередь, зависят ог 26

жесткости связей движущихся масс. Исследования показывают, что динамическая нагрузка каната не зависит от продольной жесткости вышки, поэтому при динамическом расчете элементов талевой системы достаточно рассматривать спуско-подъемиый механизм, как трехмассовую упругую систему.

Для определения динамических нагрузок, действующих на вышку, во втором разделе главы 'Находится решение системы уравнений относительно упругого перемещения приведенной массы вышки и кропблока. При выбранных начальных условиях получены аналитические зависимости динамической нагрузки на вышку. При мгновенном приложении избыточной силы торможения

р _ Я (¿+2) сс+р^р^Р/ет,»*,,

---, . ". . , , .-со^р-.и-Ь В^гт,1Пп\. (27)

(РЗ—Р!1) (р^—р-2) ' ' ■ -I /

При лннепном законе нарастания силы торможения

Г = г с„с^-р\рЬРкЩ1Щ . ,

0 Ткпцпи 1 П' '

Р-2(Р32—Р21)(Р23 — Р22)

р2}р2"0кпит„ . 1 , г, I л /оо\

- + (28)

В том случае, если при 1 — Т скорость спускаемой колонны не погашена тормозной системой лебедки, выражение для определения динамической нагрузки на вышку получено в виде

Р„ = Со2 с"1"1 -)'Д2„ + ВМй!п (рЛ-Цп) —

п-1

-е~а"Т $т[рп(1-Т)+<г„]} + 01Ят(1г + 2). (29)

В работе приводятся аналитические зависимости входящих в эту формулу коэффициентов.

Анализ результатов исследований показывает, что максимальная динамическая нагрузка на вышку возникает в период времени ОТ. Для буровых установок БУ-4000 при жесткости вышки с0<70 МН/м обеспечивается равенство собственных частот колебаний в канате п вышке и возникают недопустимые по величине динамические нагрузки. При са>70 МН/м

происходит резкое возрастание собственной частоты колебания вышки н уменьшение частоты колебания в канате. При жесткости со>90 МН/м частота колебания в канате практически не изменяется. Результаты экспериментальных исследований вышек различных классов буровых установок показывают, что их продольная жесткость меняется в пределах Со = 70—234 МН/м.

Для буровых установок БУ-4000 оптимальным диапозоном продольной жесткости вышек с точки зрения динамики системы следует считать с0 = 80—90 МН/м. При этом коэффициент динамической нагрузки вышки в зависимости от режима торможения составляет /гд=1,18—1,31. При меньшей жесткости в системе могут возникать резонансные явления, а дальнейшее увеличение жесткости вышек приводит к увеличению их металлоемкости и действующих >на них динамических нагрузок.

В СЕДЬМОЙ ГЛАВЕ исследуется динамика спуско-подъ-емпой системы при ликвидации прихвата с помощью яса.

Принцип ликвидации прхватов с помощью ударных механизмов основан на реализации потенциальной энергии, возникающей в результате 'натяжения бурильной колонны под действием внешних усилий со стороны привода лебедки буровой установка. Н. Ф. Рязанце-в впервые установил аналитическую зависимость силы удара, создаваемого гидравлическим ясом. Однако, как отмечает С. С. Григорян, эффективность применения ударных механизмов определяется не силой удара, а возбуждаемыми им упругими колебаниями в прихваченном участке колонны. В работе А. В. Ферштера и др. приведены результаты исследований эффективности применения гидравлического яса, однако им не были учтены массы подъемного механизма буровой установки и упругость талевого каната.

Рассматривая действие яса в три этапа, в диссертационной работе приводится динамическая схема спуско-подъем-ноп системы с гидравлическим ясом рис. 3. д в компоновке бурильной колонны. На первом этапе осуществляется натяжение бурильной колонны и накопление в системе потенциальной энергии.

Для второго этапа, когда поршень яса выходит из суженной в расширенную часть цилиндра и под действием упругих сил в участках колонны обеспечивается свободное движение корпуса яса и верхнего участка 'колонны в пределах длины, расширенной части цилиндра, получена система четырех дифференциальных уравнений и после ее решения получены 28

выражения для определения перемещений подвижной части талевой системы, приведенных масс пеприхвачеииого и прихваченного участков колонны.

После компенсации длины расширенной части цилиндр;; происходит удар по прихваченному участку колонны н третий этап рассматривается при совместном движении приведенных масс прихваченного и ненрихвачепного участков. Причем, для третьего этапа составлены и решены две системы дифференциальных уравнений. Первая из них получена для случал, когда после удара привод лебедки не отключается и при отключенном приводе.

Анализ результатов исследований показывает, что действие привода лебедки в третьем этапе способствует уменьшению амплитуды и увеличению частоты колебания в прихваченном участке колонны. Приближение ударного механизма в компоновке колонны к месту прихвата сопровождается также увеличением частоты колебания в прихваченном участке. В работе показано, что удаление ударного механизма от места прихвата более, чем та 200 м нецелесообразно, так как амплитуда и частота возбуждаемых 'колебаний усилия в прихваченном участке колонны при удалении яса от места прихвата резко уменьшаются. Согласно результатам исследований 3. Г. Керимова с уменьшением частоты н амплитуды колебаний понижается эффективность разрушения сил сцепления прихваченного участка колонны.

Во втором разделе рассматриваемой главы для определения динамической нагрузки каната во втором этапе действия яса в результате решения соответствующей системы уравнений получено выражение

Ят(т2+М) пт

где М — масса неприхваченного участка колонны.

В том случае, если привод лебедки в третьем этапе не отключается, нагрузка каната определяется функцией

3

/7:3=Х(Л3„51ПР„/3+ ВьпСОЬр^з) -Нр(/:!), (31)

для которой в работе получены в конечном виде аналитические зависимости всех входящих в нее коэффициентов. При отключенном приводе

Л(р 2-Р \) и 1ЩР2 р2 J

------+

1 т2рх р 1 -1 '

+ -]

1 т2 с,(к—1) -1 '

Г Г:кр—Рцк

ни

Т^гту ]сойр1/з}) (32)

где .Ргкр, ^'гкр — нагрузка на крюке в момент удара и скорость ее изменения,

В практике применения гидравлических ясов 'наиболее широкое распространение получил (режим,' когда на первом этапе осуществляется натяжение системы до определенного усилия и барабан лебедки фиксируется ленточным тормозом на всех этапах действия яса. В этом случае динамическая нагрузка в канате во втором этапе определяется выражением

^ ^ 1 Сг ' С2 -Р;\) Лгфг^ + р^СОБрг/г—

{Р-2—Р11> ' 1р2 "Ь

( —р^ыть-р'хоьр^], (зз)

/-РI »'2

где ^ — избыточное -натяжение каната в момент выхода поршня 'из тормозной камеры яса; 7. — коэффициент сопротивления в тормозной камере.

Анализ результатов исследований показывает, что коэффициент динамической нагрузки каната при ликвидации прихвата в значительной мере зависит от места расположения ударного механизма в компоновке ¡колонны и его значение резко увеличивается при удалении механизма от места прихвата. Неточность в определении места прихвата и расположения механизма в компоновке колонны могут приводить к возникновению недопустимых динамических нагрузок в талевом канате.

В ВОСЬМОЙ ГЛАВЕ исследуется динамика компенсаторов поршневых насосов. Анализ работ А. С. Николнча, М. А. Караева, О. И. Верзилина, Л. II. Гороновича и др., посвященных изучению степени неравномерности подачи н давления буровых насосов, показывает, что существующие методики расчета не учитывают инерционной характеристики ¡1 жесткости газовой ¡камеры компенсатора. Рассматривая газовую камеру компенсатора в виде невесомой пружины с при-30

крепленной массой и жестко заделанным верхним концом, в работе решается уравнение

сГ-и . 9 И(1) /0.ч

------\~р2и~ —— , (34)

cil2 Л 1Ппр

где и — перемещение разделителя газовой и жидкостной камер; р — собственная частота колебания; R(t) — сила, возиущающад колебания; т„Р — приведенная масса разделителя и нагнетаемой 'жидкости.

Раскладывая возмущающую колебания силу в ряд Фурье, для насоса одностороннего действия получено

_ 2А , __1___2_у cosкпЫ__ ,

U~ л ^ с muf (4fiJ—1) (р2—/г2п2и2)

. (35)

где с — жесткость газовой камеры; ц> — угловая скорость коренного вала; Л — амплитуда колебания возмущающего усилия за оборот коренного вала; k — количество поршней в насосе.

Первое слагаемое получанной зависимости соответствует величине смещения разделителя газовой и жидкостной камер от положения, занимаемого им при минимальном давлении насоса за оборот коренного вала, и относительно этого смещения разделитель совершает колебательные движения с амплитудой, равной второму слагаемому этой зависимости. В работе получены также аналитические зависимости объема жидкости, аккумулируемой в компенсаторе вследстве неравномерного движения поршней, и скорости потока жидкости, поступающей в компенсатор и выталкиваемой из него. Исходя из условия неразрывности потока, мгновенная скорость движения жидкости при выходе из насоса в нагнетательный трубопровод определяется выражением

У= _L_ (Q-zVkF), (36)

где Ft — площадь проходного сечения нагнетательного трубопровода; 2 — количество компенсаторов в ¡насосе; Vfc — скорость потока жидкости, поступающей в компенсатор пли выталкиваемой из него; F —- площадь проходного сечения приема компенсатора; Q — мгновенная подача насоса, для определения которой методом разложения в ряд Фурье получена аналттичская зависимость

Q = Qmin+ (37)

где С}л — амплитуда колебания ■мгновенной подачи насоса.

Формула для определения степени неравномерности подачи насоса получена в виде

а степени неравномерности давления

Й"= -(л<?,.....+2(3.,)'----(

где Утях, Утт — максимальная и минимальная скорости жидкости при выходе из насоса.

Отличительная особенность поршневых насосов двухстороннего действия состоит в наличии разницы полезных объемов штоковой п бссштоковой камер цилиндров. Если пренебречь влиянием площади поперечного сечения штоков, тогда для двухпоршневых насосов двухстороннего действия можно применить разработанную методику применительно к четы-рехпоршневому насосу одностороннего действия. Однако, такое допущение вызывает существенную погрешность в результатах расчета. Поэтому в работе отдельно рассмотрена динамика компенсаторов двух- и трехпоршневых насосов двухстороннего действия. На -конкретном примере применительно к насосу У8-6М, оборудованного блоком компенсаторов баллонного типа, произведен расчет и показано, что с увеличением числа компенсаторов в блоке увеличивается степень неравномерности подачи и давления па выходе из насоса, и что наилучшие результаты достигаются при оборудовании насоса не блоком, а одним компенсатором. С увеличением числа колпаков в блоке компенсаторов повышается не только объем аккумулируемой в них жидкое;и, нэ и энергоемкость. В результате жидкость из компенсаторов нагнетается в трубопровод, опережая во времени падение подачи из цилиндров насоса до минимального значения за оборот коренного вала, вызывая повышение степени неравномерности подачи и давления в нагнетательной линии.

В ДЕВЯТОЙ ГЛАВЕ исследуется динамика вибрационного сита для очистки бурового раствора и Приводится описание разработанных принципиально новых технических решений вибросит. По данным результатов исследований специалистов США содержание' в растворе горных частиц меньших размеров приводит к более негативным последствиям, чем содержание крупных частиц. Поэтому, чтобы избежать измельчения частиц в растворе путем их рециркуляции в сква-32

жиие, американские специалисты придают иолыпое значение вопросам очистки раствора с помощью вибросита. Эффективность применения вибросит и надежность их эксплуатации па стадии проектирования невозможно прогнозировать без соответствующих динамических расчетов. В рассматриваемой главе разработана динамическая схема вибросита и получена система дифференциальных уравнении, моделирующая колебательное движение вибрпруемого короба с учетом сил сопротивления от подаваемого на сиго исходного раствора

х+ 2п.хх + р2 хх = дг(£,'2со5«>(

уЧ- 2пдд + р2,,у + 01ф = (7Г(1)251'пи)(1 (40)

ср+2я?ср + р2?ф + й2г/=0

где х, у, ср — горизонтальное, вертикальное и угловое перемещение центра тяжести короба вибросита; пл, п7, п- — приведенные коэффициенты вязких сопротнвелнпп; рх, р,,, /ь " парцнальные частоты колебании оистомы; q^, «ь «2—пара-мсг-ры, определяемые конструктивным исполнением системы; (о -— угловая скорость вибровозбудптеля.

Решение этой системы уравнении позволило получить аналитические выражения для расчета амплитуд горизонтального, вертикального п углового перемещения любой точки вибрпруемого короба, а также скорости, ускорения этил-перемещений и углов сдвига фаз между перемещениями центра тяжести короба и углом поворота дебаланса вибратора. Эффективнсоть работы вибросита определяется его динамической характеристикой и использование полученных аналитических выражений позволяет на стадии проектирования достигать оптимальных ее показателей. Как показывают результаты исследований, амплитуда колебаний короба вибросита в вертикальном направлении при изменении демпфирующих свойств раствора может достигать значительных величин и вызывать резонансные явления. Разработанная методика расчета динамики вибросита позволяет улучшить качество его проектирования и повысит], тспхпчсскнй ресурс.

Анализ результатов патентных исследовании технических средств показывает, что применяемые в нашей стране п за рубежом вибрационные сита обладают общим сходством, заключающимся в том, что раствор подается на поверхность вибрируемой сетки. В таких технических средствах через поверхность сетки вместе с раствором I! отлив проникают твердые частицы горной породы, размер которых ограничивается размером ячеек сетки. При этом процесс вибрации способствует такому проникновению твердых частиц в отлив. Зало-

>кенпый в применяемых виброситах принцип очистки не позволяет очищать раствор от твердых частиц меньшим размером, чем размер ячеек сетей.

В работе предложено новое ¡направление в создании технических средств для очистки раствора от содержащихся твердых частиц, принципиально отличающееся от применяемых, как у нас в стране, так и за рубежом. Сущность предложенного принципа заключается в том, что раствор полается в наклонно расположенный вибрируемый желоб, в котором под действием вибрации и возникающих центробежных сил, если применяется дебалапсиый вибратор, твердые частицы из раствора осаждаются на дно, а поток раствора, продвигаясь [5 наклонно расположенном желобе, поступает к поверхности вибрируемого сетчатого отражателя, установленного под углом к направлению движения раствора. При прохождении раствора через отверстия в поверхности отражателя твердые частицы выбиваются г. осадок внбрнруемыми перемычками отверстии"; отражателя, вызывая дополнительное очищение раствора. Оседнши на дно желоба шлам транспортируется для осушки па поверхность вибрируемого фильтра и сбрасывается за пределы вибросита. Такой принцип очистки позволяет выделять из раствора твердые частицы значительно меньшим размером, чем размер отверстий в поверхности отражателя. По этому принципу разргботгпа на уровне изобретений серия технических решений па вибросито, позволяющие за счет комбинации признаков обеспечить создание нового поколения технических средств пля очистки буровых растворов.

Испытания опытного образца одного пх таких выбросит в условиях бурения скважин подтвердили высокую эффективность заложенного в тем принципа очистки, обеспечившего повышение ее степени в 1,5 раза в среднем до 52% по сравнению с виброситом ВС-1.

В ДЕСЯТОЙ ГЛАВЕ изложены экспериментальные исследования, которые проводились в условиях бурения скважины и во время заводских испытаний буровой установки в г. Волгограде. В работе изложена методика и техника экспериментальных исследований. При проведении экспериментов во время спуско-подъемных операций измерению с помощью тепзометрпческои аппаратуры подвергались следующие параметры: частота вращения барабана лебедки п скорость движения тяговой струны каната; нагрузка на крюке, в неподвижной и тяговой струнах та левого каната, в набегающих, сбегающих ¡концах лент и рычаге управления ленточного тор-34

моза. Записи осуществлялись при спуске бурильной колонны различного веса и каждый опыт повторялся по несколько раз. Всего было записано и обработано 120 оспиллографнческнх записей.

Результаты экспериментальных исследовании показывают, что значение коэффициента динамической нагрузки при торможении спускаемой колонны любого веса изменяется в широком диапазоне. Так при массе колонны 138 т для тяговой струны каната было зарегистрировано изменение этого 'коэффициента в пределах кА= 1,14—2,5. Изменение значений коэффициента динамической нагрузки в столь широких пределах указывает па зависимость возникающих динамических нагрузок от режима торможения, определяемого величиной избыточного тормозного момента, вызывающего соответствующее замедление движущихся масс спуско-подъемноп системы, временем и характером его нарастания. Согласно экспериментальным данным, время нарастания тормозного момента изменялось в пределах Г=0,2—1,5 с, а замедленно крюка /7=1,1—2,45 м/с2. Динамические нагрузки, возникаю щне в элементах спуско-подъемноп системы в период торможения спускаемой колонны, в значительной мере определяются системой управления ленточным тормозом, При рычажпо-механической системе управления субъективный фактор и возможности ленточного тормоза, определяемые коэффициентом запаса тормозного момента, играют первостепенную роль в формировании переходных периодов торможения спускаемой колонны и динамическом нагруженни элементов спуско-подъемного комплекса. При этом возникающие динамические нагрузки по своей величине значительно превосходят динамические нагрузки, возникающие при подъеме инструмента, поскольку при подьеме период разгона в большей степни опрделяется характеристикой привода, оперативной муфты и средствами искусственной приспосабливаемо-стн, включаемые в трансмиссию привода.

Экспериментальные исследования подтвердили теоретические выводы и показали, что коэффициент динамической па-грузки тяговой струны каната больше, чем для крюка и при уменьшении массы колонны различие в значениях этих коэффициентов увеличивается. Так, например, при массе колонны свыше 100 т значении коэффициентов динамической нагрузки каната и па крюке отличаются на 9—15%, в то время, как при массе колонны 43 г это расхождение превышает более чем в два раза, что подтверждает результаты расчета по Полуниным в работе формулам.

Экспериментальные исследования показали, что в период притормаживания ленточным тормозом без применения вспомогательного тормоза, что допускается при спуске небольшого веса колонны, возникают упругие колебания в избегающих концах тормозных лант, которые могут вызывать колебания тангенсальных напряжении в поверхностном слое тормозных шкивов. Учитывая, что высокая температура при циклических напряжениях значительно понижает усталостную прочность материалов, поэтому переменные напряжения в тормозных шкивах, вызванные колебаниями в системе ленточного тормоза, при высокой температуре их нагрева могут быть одной из причин возникновения микротрещип на рабочей поверхности, быстрого износа н аварийных разрывов шкивов.

Основные выводы и результаты

1. Выявлены основные закономерности возбуждения упругих колебаний в период торможения главных! тормозом при спуске бурильной колонны. Предложена математическая модель и получены аналитические зависимости для расчета динамических нагрузок в талевом канате, на крюке и вышке. Теоретически и экспериментально изучен процесс динамического нагружения буровых установок. Выявлено влияние времени II характера нарастания тормозного момента на возникающие в системе динамические нагрузки. Установлено оптимальное время нарастания тормозного момента до максимального значения, позволяющее существенно снизить уровень динамического нагружения буровых установок и вибрации оборудования.

2. Установлено влияние коэффициента запаса тормозного момента главного тормоза на амплитуду колебания возникающих динамических нагрузок. Выявлен верхний предел замедления при спуске бурильных колонн, определены коэффициенты динамичности и осуществлен анализ их значений для буровых установок различного класса.

3. Предложена методика определения коэффициента запаса тормозного момента главного тормоза лебедки и получена его аналитическая зависимость от инерционной характеристики спуско-подъемного механизма буровых установок и динамики всей системы. Использование методики позволило обобщить результаты проектирования тормозных систем буровых лебедок.

4. Разработана математическая модель и получены зависимости для расчета динамической нагрузки талевого каната 36

при подъеме бурильной колонны с подхватом с учетом ее жесткости, а также параметров пружинного механизма в крюке « зазора между штропами и элеватором. Теоретически установлено и экспериментально подтверждено, что наибольшие динамические нагрузки при спуско-подъемных операциях возникают в период торможения ленточным тормозом при спуске бурильной колонны.

5. На основе теоретических исследовании получены зависимости для расчета собственных частот продольных упругих колебаний вышек и талевого каната, позволяющие на стадии проектирования избежать возникновения резонансных явлений в спуско-подъемном механизме. Установлено, что с увеличением продольной жесткости вышек увеличиваются действующие на нее динамические нагрузки.

6. Разработано математическое описание и получены аналитические зависимости для расчета ускорения колебательного движения нижнего сечения бурильной колонны в переходные периоды спуско-подъемных операций. Выявлено влияние параметров переходных периодов движения системы па возникающие колебания гидродинамического давления в кольцевом пространстве ствола скважины.

7. Предложена методика, разработана математическая модель и получены зависимости для расчета динамических сил, возникающих в прихваченном участке бурильной колонны н талевом канате при ликвидации прихватов с помощью гидравлического яса. Установлено влияние расстояния от места прихвата до расположения ударного механизма в компоновке колонны на параметры возбуждаемых динамических процессов и величину возникающих в системе динамических сил.

8. Разработана методика и получены аналитические зависимости для расчета параметров динамической характеристики компенсаторов применительно к различным конструкциям буровых насосов, позволяющая на стадии их проектирования оценить степень неравномерности подачи и давления на выходе из насоса.

9. На основе проведенных автором комплексных исследований и обобщения полученных новых научных результатов разработаны н внедрены в практику проектирования руководящий технический материал и рекомендации, позволяющие сократить расход талевого ¡каната при бурении нефтяных и газовых скважин, повысить ресурс и эффективность эксплуатации агрегатов буровых установок.

10. Разработана математическая модель и методика расчета параметров колебательного движения короба вибросита для очистки бурового раствора, позволяющая на стадии про-

сктнрвания вибросита прогнозировать и обеспечить эффективность выполнения технологической операции.

11. Разработана на уровне изобретений серия принципиально новых технических решении на вибросито, обеспечивающие создание технических средств для очистки растворов по новому направлению, принципиально отличающемуся от зарубежных аналогов. Изготовлен и в промышленных условиях испытан опытный образец нового вибросита, принцип действия которого позволяет повысить степень очистки в 1.5 раза.

Основное содержание диссертации отражено в работах:

1. Юртаев В. Г. Динамика буровых установок. М., Недра, 1987, 155 с. (монография).

2. Юртаев В. Г. Приспособление для измерения усилии в движущихся струнах канатах талевой системы Информационный НТС Бурение, ВНИИОЭНГ, 1968, № 15. С. 6-8.

3. Юртаев В. Г. Экспериментальные исследования натяжения набегающих концов ленточного тормоза. Информационный НТС Бурение, ВНИИОЭНГ, 1968, К» 16. С. 6—7.

4. Юртаев В. Г, Исследование динамических нагрузок в канате талевой системы буровых установок при торможении. Информационный НТС Бурение. ВНИИОЭНГ, 1968. N° 24. С. 7—9.

5. Юртаев В. Г. О влиянии среды скважины на процесс затухания упругих колебаний в канате. Изв. ВУЗов, Нефть и газ, 1970, № 10, С. 41—44.

6. Юртаев В. Г. Об определении жесткости конструкции ленточного тормоза буровой лебедки. Изв. ВУЗов, Нефть и газ, 1970, № 12. С. 102—104.

7. Юртаев В. Г. Влияние массы барабана буровой лебедки на динамические нагрузки в канате. Изв.. ВУЗвв, Нефть и газ, 1972, № 3. С. 107—109.

8. Юртаев В. Г. К вопросу о динамическом нагружении талевого каната и определения коэффициента запаса торможения Изв. ВУЗов. Нефть и газ, 1974, К° 2. С. 25—31.

9. Юртаев В. Г. Упругие колебательные нагрузки при подъеме с подхватом. Изв. ВУЗов, Нефть н газ, 1976, № 8. С. 18—24.

10. Юртаев В. Г. О коэффициенте динамической нагрузки талевого каната буровых установок. Тезисы докладов П-й Всесоюзной конференции по динамике и прочности нефтепромыслового оборудования. АзИНЕф-ТЕХИМ, Баку, 1977. С. 17.

11. Юртаев В. Г. Расчет вертикальных динамических нагрузок, действующих в конструкции вышки. Изв. ВУЗов, Нефт;, и газ, 1978, № 6. С. 19—22.

12. Юртаев В. Г. К расчету гидродинамического давления в скважине при спуско-иодъемных операциях. Изв. ВУЗов Нефть и газ, 1979, № 7. С. 14—18.

13. Юртаев В. Г. Упругие колебания, возбуждаемые работой гидравлического яса. Изв. ВУЗов, Нефть и газ, 1980. № 3. С. 19—24.

14. Юртаев В. Г. Кинематика переходного торможения при спуске инструмента. Межвузовский научно-тематический сборник «Повышение надежности оборудования для бурения и эксплуатации нефтяных и газовых скважин», Уфа, 1980. С. 62—66.

15. Юртаев В Г. Влияние массы и жесткости вышки на динамические нагрузки п канате при спуске инструмента. Сборник научных трудов, «Рациональная технология и техника бурения скважин н нефтедобычи», Куйбышев, 1982. Авиационный институт. С. 64—70.

16. Юртаев В. Г. Расчет динамических нагрузок в талевом канате при подъеме с подхватом с учетом жесткости г.одроторнои рамы. Межвузовский научно-тематический сборник «Машины и оборудование для бурения и эксплуатации нефтяных и газовых скважин», Уфа, 1982. С. 53—59.

17. Юртаев В. Г. Влияние упругих колебаний колонны при спуско-подъемных операциях на гидродинамическое давление в скважине. Тезисы докладов Всесоюзного семинара «Новые достижения п гидравлике про-глывочных растворов и тампонажпых систем», Москва, 1982. С. 53.

18. Юртаев В. Г. Исследование динамики талевой системы буровых установок при ликвидации прихватов с помощью ударных механизмов. Изв. ВУЗоз, Нефть и газ, 1982, .V» 7., С. 26—29.

19. Юртаев В. Г. Исследование динамики компенсаторов поршневых насосов. Изз. ВУЗоз, Нефть и газ, 1982, № 5. С. 21—24.

20. Юртаев В. Г. Исследование степени неравномерности подачи «давления буровых насосов с учетм динамики их компенсаторов. Тезисы докладов IV Всесоюзной конференции «Проблемы научных исследований з обасти изучения и о?со ния Мирового океана. Владивосток 1983. С. 88—89.

21. Юртаев В. Г. Математическая модель динамики системы подъемный механизм—бурильная колонна при ликвидации прихватов с помощью ударных механизмов. Тезисы докладов 111 Всесоюзной конференции по динамике, прочности и надежности нефтепромыслового оборудования», Баку, 1983. С. 24.

22. Юртаев В. Г. О коэффициенте динамической нагрузки талевого каната. РНТС Сер. Машины и нефтяное оборудование, 1983, № 11. С. 8—9.

23. Юртаев В. Г. Влияние жесткости бурильной колонны и талевой системы на динамику подъемного механизма. Сб. научных трудов «Совершенствование процессов бурения екзажин и нефтеотдачи», Куйбышев, 1984, Авиационный ннентут, С. 69—73.

24. Юртаев В. Г. К вопросу динамического иагруження спуско-подъ-емного механизма буровых установок. Межвузовский научно-тематический сборник «Современные проблемы промысловой механики», Уфа, 1984. С. 11 — 13.

25. Юртаев В. Г. Влияние массы и жесткости конструкций вышек на динамику спуско-подъемного комплекса буровых установок. Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции «Нефть и газ Западной Сибири, проблемы добычи и транспортировки», Тюмень, 1985. С. 131.

26. Юртаев В. Г. К расчету ленточного тормоза буровых лебедок. Изв. ВуЗов, Нефть и газ, 1985, № 12. С. 24—25.

27. Юртаев В. Г. Повышение надежности буровых установок методом оптимизации режимов переходных периодов движения при спуске бурильной колонны. Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции «Эксплуатационная надежность машин, роботов и модулей гибких производственных систем», Свердловск, 1987. С. 121—122.

28. Юртаев В. Г. К вопросу оптимизации проектирования тормозной системы буровых лебедок. Межвузовский научно-тематический сборник «Современные проблемы буровой и нефтепромысловой механики», Уфа, 1986. С. 3—5.

29. Юртаев В. Г. Упругие колебания долота в переходные периоды спуско-подъемных операшпг. Тезисы докладов Всесоюзной конференции

«Механика горных пород при бурении. Секция: Технологические процессы при бурении глубоких нефтяных и газовых скважин». Грозный—Агон, 1988. С. 26—27.

30. Юртаев В. Г. Возбуждение упругих колебаний в бурильном колонне при ликвидации прихватов с помощью яса. Тезисы докладов Всесоюзной конференции «Механика горных пород при бурении. Секция: Технологические процессы при бурешш глубоких нефтяных и газовых скважин», Грозный—Агон, 1983. С. 28.

31. Юртаев В. Г. О влиянии коэффициента приведения массы бурильной колонны на динамику спуско-подъемного комплекса. Сборник науч-У ных трудов «Бурение и разработка нефтяных месторождений», Куйбышев, 1989. С. 56—58.

32. Юртаев В. Г. К вопросу проектирования динамики вибрационного сита для очистки бурового раствора. Тезисы докладов Областной научно-технической конференции, посвященной 60-летию института. Куйбышев, 1990. С. 20—21.

33. Юртаев В. Г. Методические указания для курсового и дипломного проектирования по динамическому расчету спуско-подъемного механизма бурозых установок. Куйбышев, 1984. 34 с.

34. Юртаев В. Г, Методические указания для курсового и дипломного проектирования по динамическому расчету компенсаторов буровых насосов. Куйбышев, 1984. 11 с.

35. Юртаев В. Г. К расчету динамических параметров вибрационного сита зля очистки бурового раствора. ВНИИОЭНГ, Научно-технические достижения и передовой опыт, рекомендуемые для внедрения в нефтяной промышленности», 1991. Ks 4. С. 20—21.

36. Юртаев В. Г. Динамика вибрационного сита для очистки бурового раствора. Изв. ВУЗов, Нефть и газ, 1991, Лэ 5. С 31— 34.

П. А. с. 659207 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г., Леонидов В. И., Перенглксв А. Б., Бедный В. И ). Опубл. в Б. И.. 1979, № 1G,

38. А. с. 778819 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г , Леонидов В. И.) Опубл. в Б. И., ISS0, № 42.

39 A.c. 1269861 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г., Слободин А. В.).: Опубл.' в Б. И.. 1986, № 42.

40. А. с. 1271588 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г , Слободин А.. В.). Опубл. в Б, И.. 1986, N°. 43.

' 41 А. с. 1327998 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г.). Опубл. в Б. И., 1937, № 29.

42. А. с. 1431865 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г., Шварсв А. А.) Опубл. в Б. И., 1988, № 39.

43. А. с. 1452620 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г.). Опубл. в Б. И , 1939, № 3.

44 А. с. 1461525 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г., Шварев А. А.). Опубл.' в Б. И.. 1989, № 8.

45. А. с. 1591265 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г.) — не подлежит опубликованию в открытой печати.

46. А. с. 1630112 (СССР). Вибросито (Юртаев В. Г.) — не подлежит опубликованию в открытой печати. * •,„«,..

47. А. с. 1667292 (СССР). Устройство для очистки бурового раствора (Юртаев В. Г,) — не подлежит опубликованию в открытой печати.

Тип. ЭОЗ СамГТУ. Зак. 250. Тир. 100.