автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.07, диссертация на тему:Повышение эффективности буровых насосных агрегатов с регулируемым электроприводом путем оптимизации режимов их работы

^ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ НЕФТИ И ГАЗА им. И.М. ГУБКИНА

г> На правах рукописи

I УДК 622.276.53.0.04.13-83

СУТЫРИН Александр Викторович

• ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ

БУРОВЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ С РЕГУЛИРУЕМЫМ ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ ПУТЕМ ОПТИМИЗАЦИИ РЕЖИМОВ ИХ РАБОТЫ

Специальность 05.04.07 - Машины и агрегаты нефтяной и газовой промышленности

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ НЕФТИ И ГАЗА им. И.М. ГУБКИНА

На правах рукописи УДК 622.276.53.0.04.13-83

СУТЫРИН Александр Викторович

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ БУРОВЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ С РЕГУЛИРУЕМЫМ ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ ПУТЕМ ОПТИМИЗАЦИИ РЕЖИМОВ ИХ РАБОТЫ

Специальность 05.04.07 - Машины и агрегаты нефтяной и газовой промышленности

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Работа выполнена в Государственной академии нефти и газа им. И.М. Губкина

Научный руководитель - кандидат технических наук, доцент

А.П. Шмидт

Официальные оппоненты - доктор технических наук,

главный научный сотрудник A.C. Николич

кандидат физико-математических наук, доцент J1.A. Новиков

Ведущее предприятие - Всероссийский научно-исследовательский институт

природных газов и газовых технологий (ВНИИГАЗ)

Защита состоится " 24 " июня 1997 года в 15— часов на заседании специализированного совета К.053.27.02 в Государственной академии нефти и газа им. И.М. Губкина по адресу: 117917, ГСП-1, Москва, Ленинский проспект, 65.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГАНГ им. И.М.Губкина.

Автореферат разослан мая 1997 г.

Учёный секретарь специализированного совета

кандидат технических наук, доцент А.П. Шмидт

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Эффективность бурения скважин во многом зависит от выбора и возможности поддержания оптимальных режимов работы машин и механизмов, среди которых одним из основных является буровой насосный агрегат (БНА).

В последние годы все большее распространение получают БНА с регулируемым электроприводом (постоянного тока, переменного тока по схеме АВК). Несмотря на очевидные выгоды применения регулируемого привода БНА, его более широкому внедрению и эффективному использованию препятствует недостаточная изученность рабочих процессов как в самом БНА, так и в его напорной гидравлической линии, включающей наземный манифольд, колонну бурильных труб, забойный исполнительный механизм (гидродвигатель и долото) и кольцевое затрубное пространство.

Наибольшее применение имеют БНА с тиристорным электроприводом постоянного тока. Режим работы БНА вследствие особенностей характеристик тиристор-ного преобразователя, поршневого насоса и долота имеет колебательный периодический характер и сопровождается непрерывными электромеханическими и гидравлическими циклическими процессами в БНА и его напорной магистрали, совокупность которых в этой связи можно и следует рассматривать как динамическую систему (ДС). Эффективность БНА в значительной степени зависит от колебательных процессов в ДС. Колебательные процессы особенно сильно проявляются при эксплуатации систем с распределенными параметрами, к которым относится напорная магистраль БНА. Известно, что при определенных условиях неравномерность расходов и давлений в магистрали может усиливаться в несколько раз. Пульсации расхода и давления отрицательно сказываются на скорости проходки, сроке службы забойного двигателя и долота, приводят к крутильным колебаниям гидродвигателя и к различным осложнениям в процессе бурения. Исследование динамических нагрузок в БНА показали, что колебания давления нагнетания увеличивают неравномерность крутящих моментов и приводят к снижению усталостной прочности деталей.

До настоящего времени при разработке регулируемых приводов БНА, систем их управления и гидравлических программ бурения колебательный режим работы

БНА не учитывается, а выбор электромеханических и гидравлических параметров производится на основе статического расчета, что не позволяет оптимизировать динамические режимы работы Б НА и процессы в его напорной линии. Такой упрощенный подход во многом объясняется отсутствием достоверных математических моделей ДС Б НА и методик ее расчета.

В этой связи возникает необходимость в создании математической модели, адекватно отражающей весь комплекс взаимосвязанных между собой процессов, определяющих динамический режим БНА, а также в разработке прикладных программ и методик, с помощью которых могут быть получены рациональные сочетания параметров системы, обеспечивающие ее оптимальные динамические характеристики и алгоритмы управления.

Цель работы. Повышение технико-экономических и качественных показателей бурения, снижение динамических нагрузок в БНА и его напорной линии путём оптимизации режимов их работы.

Основные задачи исследования. 1. Разработка математической модели ДС БНА с учётом параметров и характеристик электропривода, бурового насоса, пневмо-компенсатора, напорной магистрали и забойного исполнительного механизма, а также с учётом влияния волновых процессов в гидроканале бурильной колонны и за-трубном кольцевом пространстве скважины.

2. Разработка методики численного решения математической модели ДС БНА..

3. Экспериментальная проверка предложенной математической модели и методов ее численного решения.

4. Исследование динамических характеристик БНА с учетом взаимного влияния механической и гидравлической подсистем БНА.

5. Разработка методики и пакета прикладных программ для расчета и оптимизации режимов работы БНА и гидродинамических процессов в его напорной линии.

Научная новизна. Предложена математическая модель ДС БНА, учитывающая взаимосвязь процессов в механической и гидравлической подсистемах.

Уточнены граничные условия гидравлической подсистемы, учитывающие влияние термодинамических процессов в пневмокомпенсаторе, характеристик забойного исполнительного механизма и кольцевого затрубного пространства.

Разработан метод численного решения, обеспечивающий устойчивость расчета расходов и давлений в различных сечениях магистрали.

Определены основные критерии подобия ДС, позволяющие оптимизировать режим работы БНА и его напорной линии.

Практическая ценность. Разработана методика и пакет программ расчёта ДС БНА позволяющие определять динамические характеристики системы и оптимизировать параметры и режимы работы БНА (частотная отстройка напорной линии, настройка пневмокомпенсатора и-выбор жесткости механической характеристики электропривода).

Получены динамические характеристики электрической, механической и гидравлической подсистем в реальных условиях бурения скважин установками БУ-2500/160 ЭП (ЭПК).

Разработан лабораторный стенд, Позволяющий имитировать и исследовать различные режимы работы ДС БНА.

Реализация работы. Основные результаты проведенных исследований использованы в "Методике оптимизации гидравлической программы и режима бурения скважин при использовании регулируемого привода буровых насосов", утверждённой РАО "Газпром" и ГП "Роснефть".

Математическая модель ДС БНА используется в алгоритмах АСУ режимом бурения горизонтальных скважин, разрабатываемой ГАНГ им И.М.Губкина.

Апробация работы. Работа выполнена в рамках комплексной программы по оптимизации режимов бурения скважин, проводимой на кафедре машин и оборудования нефтяной и газовой промышленности ГАНГ им. И.М.Губкина по техническим заданиям РАО "Газпром" и ГП "Роснефть".

ОснЬвные положения работы доложены на научно-технической конференции, посвященной 70-летию первого выпуска российских инженеров нефтяников (Москва, 1994); на 50-й Юбилейной межвузовской студенческой научной конференции (Москва, 1996); на научно-технической конференции, посвящённой 850-летию г. Москвы (Москва, 1997); а также на научных семинарах кафедры машин и оборудования ГАНГ им. И.М.Губкина.

"Методика оптимизации гидравлической программы и режима бурения сква-

жин при использовании регулируемого привода буровых насосов" апробирована в промысловых условиях.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 5 работ.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов и рекомендаций, списка литературы и приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность выбранной темы исследования, определяются цели и задачи.

В первой главе предложена структурная схема ДС БНА и проведен анализ работ по исследованию ДС БНА, формулируются задачи исследования.

В общем случае ДС БНА состоит из четырёх взаимосвязанных между собой подсистем (рис. 1а), отличающихся по характеру протекающих в них физических процессов: электрической (ЭП), механической (МП), гидравлической (ГП) и бурильного инструмента (ПБИ). ЭП состоит из приводного электродвигателя и системы управления. МП включает в себя приводную часть насоса с возвратно-поступательной группой и передачу (клиноременную или цепную) между насосом и электродвигателем (рис. 2). ГП включает в себя гидравлическую часть бурового насоса и напорную магистраль (рис. 3). ПБИ состоит из лебёдки, талевой системы, колонны бурильных труб, компоновки ее низа и механизма подачи долота.

Электрическая подсистема регулируемых БНА на основе классической теории электропривода исследована в трудах Б.И. Абрамова, В.Г. Меньшова, Б.И. Моцохей-на, В.М. Парфенова, И.И. Суда, А.Д. Яризова и др.

Динамические процессы в механической подсистеме БНА исследованы в работах В.А. Авакова, Э.М. Батырбаева, В.А. Вишнякова, Л.Н. .Гороновича, A.JI. Ильско-го, A.B. Семеновых, Н.И. Шенгура, М. Яхья и др.

Особенности конструкций и функционирования буровых насосов рассмотрены. Л.С. Айрапетовым, P.A. Баграмовым, Т.М. Баштой, О.Н. Верзилиным, В.А. Караевым, В.М. Касьяновым, Ф.В. Клеванским, A.C. Николичем, И.А. Чиняевым, В.Г. Юр-таевым и др.

Основы теории волновых процессов в протяженных трубопроводах, подобных

Рис. 1 Структурная схема динамической системы бурового насосного агрегата (а) и ей упрощённый вид (б)

Подсистемы: ЭП - электрическая; МП - механическая

ГП - гидравлическая; ПБИ - бурильного инструмента

Связи:

-внутренние;

в ;М \

_Г

II _ ■/III

гАчМо ? %

Рис. 2 Механическая подсистема:

1- двигатель; 2 - передача; 3 - насос

Валы: I - приводной; П - трансмиссионный; III - коренной; ГУ - электродвигателя

Рис. 3 Гидравлическая подсистема

1 - насос; 2 - манифольд; 3 - бурильная колонна; 4 - забойный исполнительный механизм; 5 - кольцевое пространсто

напорной линии БНА, заложены Н.Е. Жуковским, Л. Бержероном, И.А. Чарным.

Особенности моделирования гидравлических систем с распределенными параметрами (протяженных трубопроводов) освещены в работах А.П. Владиславлева, М.А. Гусейн-заде, Б.Ф. Гликмана, М.В. Лурье, Л.А. Новикова, В.А. Новиковой, Д.Н. Попова, М.И. Рабиновича, Г.Д. Розенберга, Л.М. Тарко, С.А. Хачатуряна и др.

В то же время гидравлическая подсистема БНА с учетом влияния напорной линии рассмотрена не в полном объёме. Лишь в отдельных работах Ф Д. Балденко, М.З. Валйтова, А.Л. Ильского, В.М.Касьянова, C.B. Ловчева, В.И. Жеребцова, А.П. Шмидта, А.Г. Чернобыльского, Нгуен Кхак Тханя и др. проводился анализ ГП при значительных допущениях или при использовании графических методов.

Колебательные процессы в подсистеме бурильного инструмента изучены П.В. Балицким. А.Е. Сарояном, В.В. Симоновым, Б.З. Султановым Е.К. Юниным и др.

Анализ литературных источников показывает, что комплексных исследований, отражающих взаимосвязь всех подсистем ДС БНА, проведено не было. Принятое же при расчетах искусственное разделение колебательных процессов, исходя из их физического происхождения, не отражает реальное поведение ДС. Теория БНА состоит лишь из отдельных, часто изолированных друг от друга разделов, описывающих характеристики некоторых подсистем БНА или их основных элементов.

В данной работе не ставится цель полного изучения взаимного влияния всех подсистем. Здесь рассматривается взаимосвязь МП и ГП. При этом динамические процессы в двух других подсистемах не учитываются, т.е. принимается, что ЭДС ти-ристорного преобразователя и нагрузка на долото не изменяются в течение одного долбления (рис.1о). Такое допущение может быть принято, так как колебательные процессы в этих подсистемах имеют высокочастотный характер и оказывают несущественное влияние на процессы МП и ГП.

Вторая глава посвящена разработке математической модели ДС БНА. Полная математическая модель системы представляет собой совокупность математических моделей отдельных подсистем и уравнений их внутренних и внешних связей. При разработке моделей подсистем были приняты допущения, упрощающие математический аппарат, но сохраняющие главные особенности динамического режима.

При расчёте ГП принимается, что: наземный манифольд, бурильная колонна и

затрубное пространство —■ однородные трубопроводы постоянного сечения; поток жидкости — одномерный; буровой раствор — капельная слабосжимающаяся жидкость; гидравлические сопротивления всех элементов зависят только от расхода жидкости (гипотеза квазистационарностн).

Течение жидкости в напорном трубопроводе кривошипных поршневых насосов вследствие их неравномерной подачи является нестационарным. Нестационарное движение жидкости при вышеуказанных допущениях описывается классической системой дифференциальных уравнений в частных производных:

&

ф 2 Д»

(а> Av2'

(I)

Исключив давление, можно перейти к уравнению второго порядка относительно расхода q (телеграфное уравнение):

dlq X á¡ ifq

¿F+I¡Я,л=с"Аг (2)

Для интегрирования (2) необходимо установить три граничных условия (см. рис.3). Первое граничное условие (х = 0) описывает поведение системы в начальном сечении напорного трубопровода и определяется из баланса расходов жидкости tía выходе поршневого насоса. В общем случае расход жидкости после пневмокомпенса-

dV

тора (ПК): q = Q+~j¡~ (3)

Экспериментальными исследованиями установлено, что термодинамические процессы, происходящие в ПК, подчиняются политропическому закону с постоянным показателем к, тогда граничное условие (3) может быть приведено к виду

¿I Д Г,.К , ,..

Второе граничное условие (х = lM + L) описывает гидродинамические процессы, происходящие на забое скважины и определяется из системы уравнений:

q = q\ р^р' + АР^ (5); (6)

Здесь и далее параметры со звездочкой относятся к кольцевому пространству, без нее — к бурильной колонне. Если принять, что перепад давления забойного ис-

полнительного механизма аппроксимируется степенной функцией:

А}\„ + кмО (7)

то второе граничное условие принимает следующий вид:

m4pq a" f ас

i К {а>'&)

(8)

Третье граничное условие соответствует сечению, расположенному в конце кольцевого участка напорной линии (х = 1м + 2Ь), где давление становится равным ат-

мосферному и имеет вид: J = 0 (9)

В качестве начального условия принимается гипотетическое стационарное (идеальное) состояние, при котором насос при постоянной скорости коренного вала (<y„ idem) имеет постоянную для заданного рабочего объема VH подачу (Q=idem) и момент сил сопротивления (Mco=idem), давление во всех сечениях напорной линии также не изменяется во времени (р =idem).

При расчёте МП принимаются следующие допущения: валы агрегата — абсолютно твёрдые тела; КПД передачи между валами — постоянная величина, не зависящая от скорости и нагрузки. Если принять, что кинематическая связь между валами БНА абсолютно жёсткая, уравнение динамики будет иметь вид

dca to2 dj

+ (10)

Проведенный анализ показывает, что изменение приведенного момента инерции J незначительно и вторым слагаемым в правой части (10) можно пренебречь.

В рассматриваемой ДС возмущающими факторами являются подача насоса Q и момент сил сопротивления Mct на коренном валу насоса (рис. 4). Для описания возмущающих факторов в гидромеханических циклах насоса вводится функция положения кривошипа

^IXv,, (11)

i=i

и проводится её анализ для двухпоршневых и трёхпоршневых насосов.

Для совместного решения уравнений (2) и (10) необходимо установить уравнения связи между подсистемами.

Н<Ро

Рис. 4 Графики подачи (а) и нагрузки (б) трёхпоршневого Б НА - одного цилиндра; п. суммарный

2т

2т

0.5--

1 2 3 4 1 2 3 4

Рис. 5 Графики расхода и давления при неустойчивых расчётных схемах

а - при использовании явной схемы аппроксимации граничных условий; б - без компенсации погрешности функции расхода

<1 9о

п 2 п

Рис. 6 Пример расчёта гидродинамического режима трёхпоршневого Б НА при турбинном способе бурения (и =80 мин"1; р 0 =0,02/7): 1- на выходе насоса; т - на входе в исполнительный орган

Связь между механической и гидравлической подсистемами выражает зависимость Ма, от давления нагнетания:

(.2)

Знаки в (12) определяются типом насоса и условиями всасывания. Приведенный коэффициент трения ^определяется в номинальном режиме БНА. Коэффициент действия сил а учитывает влияние штока в насосах двухстороннего действия

Связь между гидравлической и механической подсистемами выражает зависимость подачи от угловой скорости коренного вала насоса

0= Л^ш^а^а, (14)

Таким образом, при расчете момента сил сопротивления (механический фактор) необходимо учитывать характер изменения давления нагнетания насоса (гидравлический фактор), а при расчете подачи насоса, наоборот, требуется принимать во внимание колебания угловой скорости привода а>. Вместе с тем, для БНА, обладающим высоким приведенным моментом инерции, коэффициент неравномерности угловой скорости не превышает 5%, что, как показывают расчёты, не влияет на график подачи насоса. Поэтому, в гидродинамических расчетах, влиянием крутильных колебаний можно пренебречь. Тогда (14) упрощается до вида

О = /■>•&)„„ (14а)

I ]

При выводе уравнений связи были проанализированы работы, в которых рассмотрены особенности индикаторных диаграмм и графиков подачи. На основе анализа характерных индикаторных диаграмм можно принять, что в окрестностях углов запаздывания открытия и закрытия клапанов насоса изменение давления и расхода происходит по линейным зависимостям. Это позволяет получить схематизированные индикаторные диаграммы и графики подачи, согласованные между собой.

Для описания гидромеханически подобных процессов и оптимизации режимов работы БНА, математическая модель приводится к безразмерному виду. В качестве

Зазовых были приняты параметры, соответствующие идеальным условиям стацио-арного режима при отсутствии внешних и внутренних возмущений. В результате, ри переходе от времени к углу поворота коренного вала <ро (о01 и безразмерным ко-рдинатам сечения напорной магистрали х = х/1, математическая модель ДС прини-1ает вид:

Гидравлическая подсистема:

ЗгЧ аП, _ Щ _ 1 дгд

0ч>1 + 8л- 4 (2л/и)г (У2 1 '

граничные условия

х=2+!/Ь: 31 = 0 (18)

сх

Механическая подсистема:

К1 = „

I - *»

— — П1к-„

М-Мс=~у-(о-— (19)

(20), (21)

Уравнения связи:

_ 1 Л _ Д, а АР,у,

К 15 +

Приведенная к безразмерному виду математическая модель ДС БНА содержит цве группы величин: безразмерные переменные— </,(>,/3,V,¡М',со,Л/,Мс и постоянные безразмерные параметры (критерии подобия). Критерии подобия (см. стр. 24) имеют четкий физический смысл и определяют характер протекания колебательных процессов в ДС. Частотный ц характеризует отношение фазы гидроудара ко времени двойного хода поршня. Акустические критерии Н и //» определяют передаточные свойства волновода. Критерий подобия Я„ характеризует влияние гидравлического сопротивления на распространение колебаний давления и расхода. Пневмокомпенса-ционный критерий (/, представляет собой относительную энергоемкость ПК поршневого насоса при политропическом процессе изменения состояния газа в нём и

определяет качество настройки ПК. Инерционный критерий Дг определяет жёсткост: (наклон) безразмерной механической характеристики электропривода. Скоростно] критерий кы характеризует падение скорости электропривода по отношению к холо стому ходу.

В третьей главе приводится алгоритм численного расчёта уравнений матема тической модели ДС БНА; производится апробация вычислительной программы приводятся примеры расчёта и оптимизации режима работы ДС БНА; даются практи ческие рекомендации по выбору параметров БНА.

Конечная цель математического моделирования — получение динамически характеристик системы (законов изменения переменных системы во времени при за данных параметрах).

Так как ГП является системой с распределенными параметрами с нелинейным! граничными условиями (16), (17), (18), её решение возможно только численными ме тодами с использованием конечнрстно-разностных приближений. Одним из распро страненных численных методов, является метод сеток. Для аппроксимации произвол пых. входящих в уравнения ГП, могут использоваться как явные так и неявные схемы. Численными экспериментами установлено, что для данных граничных условш подобрать устойчивую явную схему не представляется возможным (рис. 5а). Следовательно, для аппроксимации граничных условий пригодны лишь неявные схемы.

Поскольку для выхода ДС на установившийся режим (с постоянной амплитудой колебаний) требуется продолжительное число расчетных циклов (один цикх соответствует времени одного двойного хода), традиционный способ определения давления путем аппроксимации уравнения неразрывности (1) также становится неустойчивым даже в случае незначительной погрешности при определении расхода (рис 5(|). Для устранения данной погрешности и обеспечения условия устойчивости был предложен и апробирован способ решения, основанный на гармоническом анализе производных расхода.

Расчёты ДС БНА выполнены для типовых условий бурения скважины долотом />„=215,9мм, бурильными трубами 127х 9 на глубине ¿=1500м при различных способах бурения (винтовым забойным двигателем (ВЗД), роторным, турбинным). Пример

асчета гидродинамического режима БНА представлен на рис. 6.

После определения q и р по уравнению связи (21) находится закон изменения омента сил сопротивления на коренном валу насоса и производится интегрирование ифференциального уравнения (19) МП (определение законов изменения со и М).

Блок-схема алгоритма расчета ДС БНА представлена на рис. 7. Первые три rana соответствуют традиционному методу расчета БНА в статической постановке.

Разработанная математическая модель позволяет оптимизировать режим рабо-ы ДС БНА, т.е. установить рациональные сочетания между безразмерными крите-иями, при которых обеспечивается повышение эффективности работы БНА и каче-тва проводки скважины. Эффективность работы БНА зависит от различных фак-оров и определяется показателями: технико-экономическими; энергетическими; ди-[амическими; надёжности и др. В датой работе повышение эффективности рассмат-«вается с точки зрения оптимизации режимов работы за счёт улучшения динамиче-ких характеристик БНА и его напорной линии.

В качестве критериев оптимальности ГП принимаются коэффициенты нерав-юмерности давления и расхода жидкости. Известны два основных способа снижения солебаний в гидросистеме — введение в гидравлическую линию гасителей колебаний < частотная отстройка. До настоящего времени используется первый способ: по изустному объему ПК и предполагаемому среднему давлению нагнетания определяют «обходимое давление предварительной закачки ПК. Однако волновые процессы, 1роисходящие в напорной линии, оказывают существенное влияние как на характер изменения расходов и давления на выходе насоса, так и на изменение мгновенного объема ПК (рис. 8). В этой связи выбор оптимальных параметров и настройка ПК должны осуществляться не только с учетом (/, но также и с учетом д НкН0.

Частотная отстройка основана на подборе оптимальной частоты ходов насоса, при которой обеспечивается минимум неравномерности расхода и давлёния. Как известно, в ДС БНА существуют два предельных гидродинамических (волновых) режима (резонансный и антирезонансный), обусловливающих максимальный или минимальный размах колебаний расходов и давлений. С помощью предложенной математической модели могут быть получены уточнённые амплитудно-частотные

о..л п г

TI Г» ГЧТ А

р

Рис 8. Изменение давления р и объёма пневмокомпенсатора V двухпоршневого насоса (0„=170 мм; п=65 мин"1; р0=0,5р„)

1 _ .ППЛТ^. „„..„о. 1 _ ,.„.,„„о„ „.„„■„

Рис. 9 Зависимость размаха колебаний давления нагнетания от частоты ходов насоса при турбинном способе бурения (и=0)

а - трёхпоршневой насос; б - двухпоршневой насос О - резонансный режим; ф- антирезонансный режим

мс

Рис.10 Неравномерность давления нагнетания Р и момента сил сопротивления Мс двухпоршневого насоса при различной настройке пневмокомпенсатора

1-р„=0; 2-р0=0,5ри

характеристики (зависимости АР от л) при любых параметрах системы (рис. 9).

Мероприятия по оптимальной настройке ПК и частотной отстройке напорш магистрали приводят как к стабилизации потока жидкости в ГП (рис. 10а) и уменып нию амплитуды хода диафрагмы ПК, так и к снижению неравномерности момен сил сопротивления на коренному валу насоса (рис. 106).

В качестве критериев оптимальности МП принимаются коэффициент нера номерности крутящего момента и КПД электропривода. В настоящее время выб< жесткости механической характеристики основан на гарантии поддержания заданно; скоростного режима независимо от характера изменения момента нагрузки. Такс подход нельзя считать сбалансированным в динамическом отношении. При опт мальном проектировании БНА для использования демпфирующих свойств Электр привода необходимо допустить возможность колебаний скорости электродвигател Задача оптимизации динамического режима заключается в нахождении рациональн

го сочетания безразмерных критериев П^ и кш (рис. 11), обеспечивающего пониже;

/

ные крутильные колебания БНА {рис. 12) при сохранении высокого уровня Т}э. В о щем случае оптимальный угол наклона механической характеристики y^arctgПJ з висит от параметров ДС (т.е. от конкретных условий бурения) и изменяется в пред лах: у=75°...85° для двухпоршневых БНА; у=б5°...75° для трёхпоршневых БНА. И пользование данного диапазона обеспечивает высокий КПД (не ниже 95% от ном: нального) и снижает уровень крутильных колебаний валов БНА (более чем в 2 раза что приводит к увеличению усталостной прочности его деталей.

Четвёртая глава посвящена описанию результатов стендовых и промысловь исследований ДС БНА. Исследования проводились с целью подтверждения отдел ных положений, выводов и рекомендаций, полученных при теоретическом анализе, также проверки точности математической модели и методов ее численного решения.

Для проведения лабораторных испытаний был разработан стенд (рис.13), в! полненный на базе двухпоршневого насоса двухстороннего действия 11 Гр и осн щенный комплексом аппаратуры для регистрации и измерения необходимых пар метров. Поршневой насос может подключаться как к короткому, так и к протяжен» му трубопроводу, что позволяет имитировать соответственно гидросистемы

СО

Рис. 11 Безразмерные механические характеристики

1 - электропривода; 2 - бурового насоса

Рис. 12 Зависимости коэффициентов неравномерности крутящего момента 8М и КПД т], от угла наклона безразмерной механической характеристики электропривода для предельных значений {/

а - трёхпоршневой БНА; б - двухпоршневой БНА ЕТЗ - оптимальная зона у

Рис. 13 Схема лабораторного стенда

1 - станция управления

2 - электродвигатель

3 - поршневой насос

4 - фансмиссия

5,6 - порошковый тормоз

7 -турбина

8 - насадок

9 - центробежный насос

10 - бак

11, 12 - датчик давления 13, 14 - тахометр 15...20 - манометр 21 - расходомер 22...28'- задвижки

30 - гаситель высокочастотных колебаний [_ • — — — - длинная линия -■ - короткая линия

— - всасывающая линия

— - — - — - тупиковые ответвления

ДР,=0,95 МПа

АР, МПа

ОТ

ДР =0,16 МПа

Ок

ДР,=1,18 МПа

Рис. 14 Изменение давления в конечных сечениях протяжённой магистрали лабораторного стенда на выходе насоса 1'; и на входе в насадок /'Л (п=8() мин1)

ДР-1,14 МП*

Рис. 15 Изменение давления на выха насоса при бурении винтовь забойным двигателем

а - экспериментальные осциллограммы; б - расчётные графики

а - экспериментальные осциллограм б * расчётные графики

аспределенными и сосредоточенными параметрами. Возможна реализация режимов аботы с использованием ПК и без него при различных нагрузках на конце трубопро-ода (турбина, насадок), имитирующих турбинный и роторный способ бурения. ПрО-яженная магистраль длиной 95 м была неоднородной и включала в себя тупиковые тводы, что было учтено при разработке математической модели стенда. Для созда-ня эталонного равномерного потока к гидравлической линии испытательного стенда одсоединен центробежный насос.

Полученные осциллограммы давления в конечных сечениях протяженной ма-истрали стенда демонстрируют существенное влияние волновых процессов на ха-актер изменения и амплитуду давления (рис. 14а). Как видно, расчетные кривые меют хорошую сопоставимость с экспериментальными осциллограммами (рис.146), [екоторое отличие объясняется наличием тупиковых ответвлений, в связи с подзем-ым расположением которых точное измерение их длин невозможно, что и вносит огрешность.

Методика проведения промысловых испытаний на буровых установках БУ 500/160ЭП и БУ 2500/160ЭПК в Оградненском УБР ПО "Куйбышевнефть" преду-матривала осцилографирование давления нагнетания при различных частотах ходов acoca, способах и интервалах бурения. Характерные осциллограммы давления при урении скважины с использованием ВЗД представлены на рис. 15а. Некоторое распадение вида действительной кривой р от расчётной (рис. 156) состоит в том, что омент открытия очередного нагнетательного клапана (трижды за двойной ход) со-ровождается всплеском давления, не учитывающимся в математической модели, а иоке из-за наводок аппаратуры. Сопоставление обработанных (без учёта высокочас-этных колебаний) экспериментальных осциллограмм и расчетных графиков, а также завнение амплитуд давлений показывает, что относительная погрешность расчёта не ревышает 8%, что подтверждает корректность математической модели и возмож-ость её применения для практических расчетов. Проведенные испытания показали, го эффективная частотная отстройка штатными средствами управления невозможна з-за незначительного отличия резонансных и антирезонансных частот ходов насоса :м. рис. 9), т.е. необходим переход к автоматизированным или адаптивным системам правления БНА.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

1. Предложенная математическая модель ДС БНА, включающая уравнен» процессов в механической и гидравлической подсистемах и схематизированиь уравнения возмущающих факторов (графиков подачи и момента сил сопротивления позволяет описывать динамические процессы и оптимизировать режим работы БНА его напорной линии с учетом взаимосвязи механической и гидравлической подси( тем. Граничные условия, учитывающие влияние термодинамических процессов пневмокомпенсаторе, характеристик забойного исполнительного механизма (гидр( двигателя и долота) и кольцевого затрубного пространства, позволяют производи) уточнённый расчёт гидравлической подсистемы.

2. Традиционные методы численного определения давления в напорных труб< проводах при расчетах гидравлической подсистемы БНА приводят к неустойчивы решениям. Метод численного решения, основанный на гармоническом анализе час: ной производной расхода <3/ ¿к, обеспечивает устойчивость расчёта расходов и да! лений в различных сечениях магистрали.

3. Неравномерность приведенного момента инерции J и угловой скорости валов БНА не превышает 5%, поэтому в уравнении движения механической подсш темы БНА изменением ./ можно пренебречь, а расчёт гидравлической подсистемы-осуществлять без учёта крутильных колебаний в механической подсистеме.

4. Полученные амплитудно-частотные характеристики напорной линии БНА учетом влияния волновых процессов в ней и характеристик забойного исполнител! ного механизма, позволяют производить частотную отстройку при любых параметра системы. Поддержание оптимального гидродинамического режима БНА штатным средствами управления из-за незначительного отличия резонансных и антирезонанс ных частот насоса не представляется возможным. Для эффективной частотной от стройки напорных линий БНА необходим переход к автоматизированной систем \ правления на основе предложенного программного обеспечения.

5. Настройка пневмокомпенсатора бурового насоса, обеспечивающая понижм ную неравномерность расхода и давления, должна осуществляться не только по ере; нему давлению нагнетания ((/), но и с учетом волновых процессов в гидравлическо подсистеме (р: Н).

6. Оптимальный диапазон изменения угла наклона безразмерной механической фактеристики электропривода, обеспечивающий его оптимальные демпфирующие юйства при сохранении высокого КПД, зависит от параметров динамической систе-ы и находится в пределах: у- 75п...85° для двухпоршневых и у 65"... 75" для трех-зршневых БНА.

7. Разработанный пакет прикладных программ и методика оптимизации гид-шлических программ и режима бурения позволяет производить частотную отстрой/ БНА, настройку пневмокомпенсатора насоса и жесткости механической характе-1стики электропривода с учетом волновых процессов в напорной линии и характе-icthk забойного исполнительного механизма.

8. Экспериментальные исследования гидромеханических процессов в БНА и шорной линии в лабораторных и промысловых условиях подтвердили адекватность эедложенной математической модели и необходимость учета при оптимизации ре-имов работы БНА волновых процессов.

ОПУБЛИКОВАННЫЕ РАБОТЫ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ:

1. Балденко Ф.Д., Шмидт А.П., Сутырин A.B. Пакет прикладных программ [счета динамической системы бурового насосного агрегата. "Строительство нефтя->ix и газовых скважин на суше и на море". ВНИИОЭНГ, 1994 , № 2.

2. Балденко Ф.Д., Сутырин A.B., Шмидт А.П. Стенд для исследования рабоче-| процесса поршневого насосного агрегата. Сборник трудов ГАНГ им. И.М. Губки-I, М., Нефть и газ, 1996

3. Сутырин A.B. Математическая модель бурового насосного агрегата. Тезисы »кладов. 50-юбилейный межвузовский студенческой научной конференции. М., ефть и газ, 1996

4. Шмидт А.П., Балденко Ф.Д., Сутырин A.B. Автоматизированная система оп-[мального управления бурением скважин забойными гидродвигателями на основе гулируемого привода буровых насосов. Сборник докладов научно-технической 1нференции, посвященной 70-летию первого выпуска российских инженеров-:фтяников. // Труды ГАНГ им. И.М. Губкина.—Вып. 243. М., Нефть и газ, 1996

5. Сутырин A.B. Экспериментальные исследования динамических процессов в

буровом насосном агрегате. Тезисы докладов научно-технической конференции, пс священной 850-летию г. Москвы. М., Нефть и газ, 1997

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

а - коэффициент действия камер (штоковой, бесштоковой) насоса; Ь - параметр, опре деляющий гидромеханические потери; с - скорость распространения колебаний жидкости; А» - диаметр долота; £>„ - диаметр поршня; /- площадь живого сечения; Р площадь поршня; £ - 9,81 м/с2; О - осевая нагрузка на долото; /' - номер поршня; у кратность действия насоса; Ц - приведенный момент инерции; к - показатель политрс пы; к..6 - коэффициент жёсткости гидромеханической характеристики забойного дви гателя; /С™ - коэффициент стыка трубопроводов; I - длина волновода; !м - длина мани фольда; А - длина бурильной колонны; т - постоянная исполнительного механизма; А - крутящий момент; Мс - момент сил сопротивления; Мг - тормозной момент; л 7' час то та ходов; Л/, - число расчётных циклов; р - абсолютное давление жидкости; ра - ат мосферное давление; р0 - давление предварительной закачки ПК; Р - давление насоса ¿И' - перепад давления; q - расход жидкости; Q - подача насоса; г - радиус кривоши па; Ч - гидравлический радиус сечения; 1 - время; V - скорость жидкости, скорост поршня; V, Ко - объём и начальный объём ПК; V, - рабочий объём насоса; № - функци положения кривошипа; х, 2- координаты сечения; г0 - число поршней; а - коэффицн ент подачи; /?- угол наклона шатуна; у- угол наклона безразмерной механической ха рактеристики электропривода; 6 - коэффициент неравномерности; е - коэффициен влияния штока; £, - коэффициент гидравлических потерь; Т) - КПД; Л - коэффициен гидравлических сопротивлений; р - плотность жидкости; <ро - угол поворота коренно го вала; <р - угол поворота вала электродвигателя; у/ - приведенный коэффициент тре ния возвратно-поступательной группы; со -угловая скорость.

Индексы: и - идеальный; им - исполнительный механизм; о - коренной; началь ный; х - холостой; ш - штоковый.

ОСНОВНЫЕ КРИТЕРИИ ПОДОБИЯ

ш рф»О: № УЛР.) мт о,ж

Заказ №45 Подписано к печати 15 мая 1997г. Тираж 100 экз.

Формат 60x84 1/16. Объем - 1 уч.-изд.л. Отпечатано на ротапринте ВНИИГАЗа по адресу: 142717, Московская область, Ленинский район, п. Развилка, ВНИИГАЗ