.

Динамічні характеристики виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок та їх оптимізація: Автореф. дис… д-ра техн. наук / Б.Д. Малько,

Язык: украинский
Формат: реферат
Тип документа: Word Doc
0 3304
Скачать документ

Івано-Франківський державний технічний університет нафти і газу

Малько Богдан Дмитрович

УДК 622.242

Динамічні характеристики виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок та їх оптимізація

05.05.12.– Машини нафтової та газової промисловості

Автореферат
дисертації на здобуття наукового
ступеня доктора технічних наук

Івано-Франківськ – 1999

Дисертацією є рукопис

Робота виконана в Івано-Франківському державному технічному університеті нафти і газу Міністерства освіти України

Науковий керівник доктор технічних наук, професор
Крижанівський Євстахій Іванович ,
Івано-Франківський державний технічний університет нафти і газу,
ректор

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор Заміховський Леонід Михайлович, Івано-Франківський державний технічний університет нафти і газу, завідувач кафедри автоматизованого управління;

кандидат технічних наук, Рибак Тимофій Іванович, завідувач кафедри технічної механіки Тернопільського державного технічного університету ,проректор

доктор технічних наук, Харченко Євген Валентинович, доцент кафедри деталей машин державного університету “Львівська політехніка”, м. Львів

Провідна установа
ВАТ “Український нафтогазовий інститут” (м. Київ) Міністерства енергетики України

Захист відбудеться 1 жовтня 1999 р. о 10.00 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 20.052.04 при Івано-Франківському державному технічному університеті нафти і газу, м. Івано-Франківськ, вул. Карпатська, 15.

З дисертацією можна ознайомитись в науково-технічній бібліотеці Івано-Франківського державного технічного університету нафти і газу, 284019, м. Івано-Франківськ, вул. Карпатська, 15.

Автореферат розісланий 31 серпня 1999 р.

Вчений секретар
спеціалізованої вченої ради,
доктор технічних наук, професор Шлапак Л.С.

Актуальність теми. Проблема забезпечення народного господарства України паливно-енергетичною сировиною ставить перед нафтогазовою промисловістю задачі по збільшенню обсягів буріння і видобутку нафти і газу. Для цього необхідно розробити нове вітчизняне бурове і нафтопромислове обладнання, а також розвивати наукові методи його оптимального проектування і експлуатації. Поставлена задача увійшла в національну програму “Нафта і газ України до 2010 року”, одним з розробників якої є технічний університет нафти і газу.
Ріст об’ємів та покращання техніко-економічних показників бурових робіт і видобутку нафти можуть бути забезпечені за рахунок застосування комплексу засобів по вдосконаленню бурового і нафтопромислового обладнання. Великі затрати, пов’язані із створенням дослідних зразків бурових (БУ) і нафтопромислових (НПУ) установок, і високі вимоги до якості їх виконання підвищують відповідальність конструкторів у виборі схем і методів розрахунку. Виконавчі механізми установок працюють в неусталених режимах, що зумовлює дію значних динамічних навантажень. Вибір і розрахунок раціональних значень основних параметрів цих механізмів є визначальними при створенні і вдосконаленні бурових і нафтопромислових установок. Поряд з цим залишається актуальною задача досягнення найбільшої продуктивності роботи виконавчих механізмів при мінімальних витратах потужності, палива та інших енергетичних ресурсів.
Аналіз виконаних науково-дослідних робіт, вивчення принципових схем і конструкцій виконавчих механізмів, а також режимів їх роботи показали, що важливі і ключові задачі такі, як обгрунтування і вибір раціональних параметрів і режимів роботи механізмів бурових і нафтопромислових установок, дослідження динамічних навантажень, які виникають при неусталених режимах руху, вибір раціональних параметрів шинно-пневматичних муфт (ШПМ), компенсаторів бурових поршневих насосів та інші аспекти, ще недостатньо вивчені і потребують подальших досліджень.
Відомі і часто використовувані методи розрахунку статичних і динамічних характеристик недостатньо повно враховують специфіку навантаження установок, що призводить до недовикористання енергетичних ресурсів силового приводу або до перевантажень і передчасної втрати роботоздатності основних вузлів.
Важливість і актуальність перелічених задач проблеми визначили необхідність їх вивчення для розробки нових сучасних установок для буріння і видобутку нафти, а також ефективної експлуатації існуючих установок.

Зв’язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Тематика роботи є частиною планових державних науково-дослідних програм по розвитку нафтопромислового комплексу України і базується на результатах держбюджетних науково-дослідних робіт “Розробка і дослідження системи керування механізмами підіймального комплексу бурової установки”, номер державної реєстрації № 0198U005778, “Наукові обгрунтування раціональних режимів роботи та вибір основних параметрів бурового обладнання”, номер державної реєстрації № 0195U026337, які входять в координаційний план міністерства освіти “Наукові основи розробки нових технологій видобутку нафти і газу, газопромислового обладнання, поглибленої переробки нафти і газу з метою одержання високоякісних моторних палив, мастильних матеріалів, допоміжних продуктів і нафтохімічної сировини”. Цей план входить в національну програму “Нафта і газ України”.
Мета і задачі дослідження. Метою роботи є розробка теоретичних положень підвищення ефективності роботи виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок на основі оптимізації їхніх динамічних характеристик.
Задачі досліджень:
1. Виконати аналіз режимів навантажень виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок, методів їх оцінки і оптимізації.
2. Обгрунтувати та вибрати критерії і методи оптимізації роботи виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок. Синтезувати оптимальні закони їх руху за вибраними критеріями.
3. Розробити динамічні та математичні моделі підіймального комплексу бурової установки, верстата-гойдалки, бурового поршневого насосу.
4. Проаналізувати нестаціонарні режими роботи шинно-пневматичної муфти виконавчого механізму підіймального комплексу бурової установки і вибрати раціональні режими включення.
5. Дослідити режими руху і характер навантажень елементів талевої системи в процесі розгону і гальмування при виконанні спуско-підіймальних операцій і вибрати оптимальні режими руху за кінематичними і динамічними критеріями.
6. Визначити кінематичні і динамічні характеристики виконавчих механізмів верстатів-гойдалок і дослідити їх вплив на характер коливальних процесів в колоні штанг при різних швидкостях обертання кривошипу.
7. Дослідити роботу поршневого бурового насосу сумісно з пневматичним компенсатором і визначити умови згладження пульсацій рідини.
Наукова новизна. На основі теоретичних і експериментальних досліджень дістали подальший розвиток наукові методи визначення динамічних характеристик виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок та вибору раціональних режимів їх роботи, які забезпечують зменшення динамічних навантажень, зменшення енергетичних затрат і дозволяють скоротити час на виконання технологічних операцій.
Вперше запропоновані динамічні критерії для синтезу оптимальних законів руху виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок.
Сформульовані, з використанням варіаційних принципів механіки і прямих методів дослідження функцій на екстремум, теоретичні положення синтезу оптимальних законів руху виконавчих механізмів, а також вибору режимів включення пневматичних фрикційних муфт з умови мінімальних втрат на роботу буксування і потужностей сил тертя.
Одержав розвиток науковий метод вивчення динамічних процесів в буровій установці при вмиканні шинно-пневматичної муфти, у верстаті-гойдалці при різних режимах експлуатації, в бурових насосах з різними схемами компенсаторів. Визначені умови досягнення раціональних режимів роботи цих механізмів.

Практичне значення одержаних результатів.
Результати досліджень прийняті до впровадження в розробках:
1. Інструкії по розрахунку коефіцієнтів динамічності для талевих канатів і бурильних труб при виконанні спуско-підіймальних операцій (керівний документ). Укрбургаз, ВАТ Укрнафта, 1998р.
2. Засіб контролю натягу геофізичного кабелю ЗКНГК – 1. Прийнятий до впровадження в Івано-Франківській експедиції геофізичних досліджень свердловин, 1996р.
3. Пристрій заміру довжини колони насосно-компресорних труб ПЗКТ-1. Прийнятий до впровадження в нафтовидобувному управлінні “Чернігівнафтогаз” АТ Укрнафта, 1996р.
4. Навчальному процесі в робочій програмі дисципліни “Динаміка машин, вібрації і віброзахист” для студентів спеціальності 7.09.02.17. /Обладнання нафтових і газових промислів/.
5. Засіб зменшення пульсації промивної рідини впровадження на буровій “908-Пасічнянська” Надвірнянського УБР.
Особистий внесок здобувача. Основні положення та результати дисертаційної роботи отримані автором самостійно. Вони опубліковані в роботах без співавторів: обгрунтована динамічна модель і досліджено рух механізмів підіймального комплексу при підійманні елеватора [4, 8, 11, 23], синтезовані оптимальні закони руху [5, 9, 14, 20], обгрунтовані раціональні режими включення фрикційних муфт [7], визначені геометричні і кінематичні характеристики виконавчих механізмів верстатів-гойдалок [17, 24]. В роботах, опублікованих у співавторстві, запропоновані розрахункові схеми та математичні моделі механічних систем, виконані математичні перетворення і теоретичні узагальнення одержаних результатів.
Апробація результатів дисертації. Основні положення роботи доповідались та обговорювались на:
cемінарі по проблемах оптимізації в машиннобудуванні, Харків, 1982р., третій всесоюзній конференції з динаміки, міцності і надійності нафтопромислового обладнання, Баку, 1983р., науково-технічній конференції “Роль вычислительного эксперимента при исследовании физико-химических процессов”, Київ, 1987р., 1-му міжнародному симпозіумі українських інженерів-механіків, Львів, 1993р., міжнародній науково-практичній конференції “Міцність і надійність конструкцій нафтогазового обладнання”, Івано-Франківськ, 1994р., ХІІ, XIV міжнародній міжвузівській школі-семінарі “Методи і засоби технічної діагностики”, Івано-Франківськ, 1995, 1999р., міжнародній науково-технічній конференції “Технічні засоби, методи розрахунку характеристик, технологій”, Комсомольськ-на-Амурі, 1993р., науково-практичній конференції “Стан, проблеми і перспективи розвитку нафтогазового комплексу західного регіону України”, УНГА, Львів, 1995р., науково-практичній конференції “Нафта і газ України – 96”, Харків, 1996р., науково-технічних конференціях технічного університету нафти і газу, Івано-Франківськ, 1994-1998рр., науково-технічній конференції “Стан і перспективи розвідувального та експлуатаційного буріння і закінчення свердловин в Україні”, Харків, 1998р.
Публікації. За матеріалами дисертації опубліковано 24 статті і одержано 2 авторських свідоцтва на винаходи.
Структура і обсяг роботи. Дисертація складається із вступу, семи розділів, висновків, списку літератури, який містить 274 найменування та додатків. Основний текст викладено на 245 сторінках і крім того включає 9 таблиць, 101 рисунок та додатки на 48 сторінках.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

Вступ. У вступі обгрунтована актуальність теми дисертації, визначені мета і задачі досліджень, сформульована наукова новизна.
У першому розділі дається характеристика режимів роботи виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок. До виконавчих механізмів БУ і НПУ належать лебідки з талевою системою, поршневі насоси, важільні механізми верстатів-гойдалок. Вони мають ту спільну особливість, що працюють в циклічному режимі з періодами неусталеного руху – розгону і гальмування. Крім того, об’єктом технологічного процесу переміщення є довгий стержень, аналогом якого можна вважати колону труб або штанг для бурових установок і рідину в гідравлічній лінії для поршневих насосів. Вмикання і вимикання виконавчих механізмів БУ здійснюється оператором за допомогою муфт включення по необхідності виконання технологічного процесу підіймання або спуску колони труб чи закачування рідини у свердловину. Верстати-гойдалки працюють у постійному режимі, який складається з багаторазових циклів підіймання і опускання колони штанг. Швидкість і прискорення руху колони труб або штанг повинні вибиратись з врахуванням статичних і динамічних навантажень, що діють на виконавчі механізми, енергетичних можливостей приводу та ряду окремих технологічних умов.
В бурових установках спуско-підіймальні операції (СПО) забирають більшу частину часу будівництва свердловини. Тому актуальною залишається задача збільшення продуктивності роботи виконавчих механізмів БУ. А це, в свою чергу, веде до зростання швидкостей і, відповідно, динамічних навантажень. Дослідженнями динамічних процесів в бурових і нафтопромислових установках займались багато відомих вчених як вітчизняних так і зарубіжних: К.С. Алівердізаде, В.А. Архангельський, К.І. Архіпов, М.М. Багіров, Г.М. Бержець, В.І. Векерик, А.С. Вірновський, Л.М. Заміховський, С.Г. Калінін, З.Г. Кершов, Є.І. Крижанівський, А.Х. Мірзаджанзаде, П.І. Огородніков, С.А. Раджабов, В.І. Рощупкін, Є.В. Харченко, В.Г. Юртаєв та ін. В їхніх дослідженнях основна увага спрямована на вивчення динамічних явищ в елементах конструкцій БУ і НПУ і, в першу чергу, в колоні труб або штанг. Значно в меншій мірі вивчені динамічні характеристики виконавчих механізмів і їх вплив на динамічні процеси в БУ і НПУ в цілому. Відомо, що найбільше аварійних ситуацій в бурових установках має місце в період виконання СПО. Причиною їх появи є динамічні перевантаження, які виникають в процесі розгону і гальмування руху виконавчих механізмів при підійманні або спуску колони труб. В більшості робіт по динаміці БУ мірою оцінки динамічної навантаженості приймається коефіцієнт динамічності. Але, як показав аналіз відомих результатів, одержаних різними дослідниками, різниця в значеннях коефіцієнтів динамічності для колони труб однакової довжини (ваги) відрізняється в півтори – два рази. Це свідчить про недосконалість методів розрахунку. Некоректний вибір коефіцієнту динамічності приводить до завищення розрахункового навантаження і, як наслідок, до неправильного вибору основних параметрів механізмів на стадії проектування і нераціональних режимів руху при їх експлуатації.
Виконавчі механізми НПУ, до яких належать верстати-гойдалки, за характером руху можна віднести до механізмів циклічної дії з періодичним навантаженням. Вони сприймають крім статичних ще й періодичні динамічні навантаження. Основними проблемами, які притаманні цим механізмам, є забезпечення найкращого зрівноваження, зменшення енергоспоживання привідними двигунами, визначення рівня навантажень на колону штанг з врахуванням динамічних явищ. Результати вивчення першої проблеми знайшли найбільше відображнення в дослідженнях різних авторів. Найменше опубліковано результатів по вивченню динамічних процесів верстатів-гойдалок.
До механізмів циклічної дії можна віднести також бурові поршневі насоси. Нерівномірність руху поршнів насосів викликає нерівномірність подачі рідини, що є причиною вібрацій елементів гідравлічної системи бурових установок. В результаті погіршується робота вибійного двигуна, що зменшує швидкість буріння, збільшує навантаження на бурильні труби. Усунути пульсацію рідини можна застосуванням компенсуючих пристроїв. Дослідні роботи, які ведуться в напрямку визначення параметрів компенсаторів, базуються в більшості на кінематичних характеристиках руху рідини. Недостатньо досліджена робота компенсатора в динамічному режимі.
Аналіз робіт по оптимізації параметрів і режимів роботи бурового і нафтопромислового обладнання показав, що в цьому напрямку зроблено ще досить мало. Відсутні роботи в яких систематизовані і узагальнені задачі, критерії і методи оптимізації для цих машин і механізмів. В окремих роботах З.Г. Керімова, С.А. Раджабова, С.І. Єфімченко, М.Я. Іткіса, А.В. Круткіна, Н.А. Раджабова в якості критерія оптимізації використовується час виконання операції підіймання колони труб, коефіцієнт використання потужності привідних двигунів, кількість теплоти, яка поглинається гальмом при спуску колони труб, напруження в талевих канатах і колоні труб. Розв’язок задач виконується методами динамічного програмування, покоординатного спуску, градієнтними методами. Задачі розв’язуються для конкретних режимів без узагальнення, що зменшує можливість використання їх результатів в більш широкому інтервалі.. Крім того відсутня обгрунтована методологія вибору критеріїв оптимізації і розв’язку задач оптимізації виконавчих механізмів БУ і НПУ.
На підставі проведеного аналізу сучасного стану проблеми сформульовано мету і задачі дисертаційної роботи.
У другому розділі здійснено вибір критеріїв та методів оптимізації параметрів і режимів руху виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок.
Створення нових машин традиційними методами базувалось на покращанні їх характеристик у порівнянні з існуючими моделями. Такий шлях поетапного вдосконалення дуже довго веде до створення найбільш досконалої моделі, так як невідомі ті раціональні показники, які повинна мати машина. Застосування апарату оптимального проектування дозволяє створити ідеальну еталонну модель і з нею порівнювати характеристики машини, яка проектується.
На даний час відомі динамічні характеристики механізмів окремих видів машин, які використовуються в поліграфічній, металообробній, машинобудівній, в особливості вантажо-підіймальній галузі машинобудування. Це роботи відомих вчених: І.І. Артоболевського, А.К. Бакшиса, Л.Н. Борисенко, Я.Л. Геронімуса, Б.Е. Горського, О.В. Григорова, В.С. Ловейкіна, А.А. Смехова, Н.М. Соболя, Р.Б. Статнікова, В.Е.Хітрика та ін.
На підставі проведеного аналізу робіт по проблемі оптимізації сформульовані основні критерії оптимізації виконавчих механізмів БУ і НПУ:
– динамічні навантаження, які виникають на етапах розгону і гальмування;
– динамічні потужності, які визначають споживання енергії на розгін механізмів.
Вибраним критеріям відповідають додаткові умови: обмеження на час переміщення, обмеження по швидкості або прискоренню.
За результатами розв’язку задач визначаються оптимальні закони руху виконавчих механізмів на етапах розгону і гальмування. Формулювання і розв’язок задач виконується за методами варіаційного числення, тобто шукається екстремум функціоналу:

де конкретний вигляд функції F залежить від постановки задачі.
Розглядаються жорстка та пружні схеми – одномасова і двомасова. В жорсткій схемі всі маси і сили зведені до барабана лебідки. В пружних схемах враховано жорсткість талевих канатів і колони труб.
Для жорсткої схеми синтезовані закони руху барабану лебідки по названих критеріях. Аналіз одержаних результатів показав, що при відповідності всім граничним умовам найкращі показники дає закон руху, синтезований по критерію динамічної потужності. В цьому випадку, при однакових витратах динамічної потужності, період розгону можна скоротити на 25%.
Для одномасової пружної моделі визначено спочатку оптимальний закон руху маси, а потім із загального рівняння руху — закон руху ведучого кінця канату. В двомасовій схемі здійснено розподіл руху на дві складові: переносний рух загального центру мас і відносний рух кожної маси по відношенню до центру мас. Рівняння переносного руху одержали в результаті розв’язку варіаційної задачі. На підставі цього рівняння одержали закон зміни рушійної сили, яка здійснює цей рух. Відносний рух мас має коливальний характер. Використовуючи умову зменшення амплітуди зусилля пружної деформації, визначений зв’язок між граничними параметрами переносного руху. Виконаний порівняльний розрахунок динамічного зусилля F в пружній системі – талевий канат з бурильними трубами для різних законів руху на етапі розгону механізму підіймання БУ. Результати розрахунку показані на рис. 1. Тут крива 1 показує характер зміни F при розгоні з постійним прискоренням, крива 2 – відповідає законові руху синтезованому по критерію середньоквадратичного прискорення, крива 3 – критерію ривка.
Як бачимо, найкращі результати одержали в третьому випадку – тут динамічні навантаження на 20% менші, ніж в першому. Це свідчить про переваги оптимізованих законів руху. З метою реалізації одержаних законів руху визначені характеристики керуючих функцій, якими є момент, котрий розвиває шинно-пневматична муфта включення при розгоні лебідки, або момент гальмівного пристрою при зупинці.
В третьому розділі проведено обгрунтування і вибір розрахункових моделей бурових і нафтопромислових установок.
В залежності від того, які задачі розв’язуються при дослідженні динамічних характеристик виконавчих механізмів, використовують різні динамічні моделі, як жорсткі так і пружні. В роботі виконано аналіз цих моделей, визначені умови їх застосування. Найбільш досконалими є пружні моделі, в яких врахована пружність окремих елементів і, особливо, колони труб або штанг, чи рідини в гідравлічній системі.
При дослідженні динаміки спуску і підіймання колони труб користуються двома методами врахування її маси. В першому випадку використовують модель з розподіленою масою. Але цей розв’язок зводиться до обчислення громіздких рядів, що ускладнює їх застосування в інженерних розрахунках. В другому випадку автори зводять колону до системи з однією масою, закріпленою на пружині. Значення зведеної маси визначається за методом Релея.
В даній роботі вибрано метод зведення маси колони труб до дискретних мас, розташованих у верхньому і нижньому перерізах. Розглядаються схеми з лінійною деформацією колони труб під дією сили ваги обваженого низу і схеми з нелінійною деформацією під дією розподіленої сили ваги колони труб. Одержані рівняння для визначення зведених мас до верхнього і нижнього перерізів:

де mК, mе, m0 – відповідно маси колони труб елеватора важкого низу, К1, К2, К12 – коефіцієнти, які враховують співвідношення між швидкостями перерізів при русі колони.
Аналіз отриманих рівнянь (2) і (3) показує, що в залежності від характеру і напрямку руху здійснюється перерозподіл зведених мас mB, mH. Це відповідає характеру хвильових процесів, які проходять в довгих стержнях при їх коливаннях. Рівняння (2), (3) використовуються для зведення маси колони штанг і рідини в гідравлічній лінії.
Для дослідження перехідних процесів, які мають місце в період розгону барабана лебідки і талевого блоку з трубами, враховано жорсткість передаточних механізмів, канатів талевої системи і колони труб. Динамічна модель механізму підіймання бурової установки показана на рис. 2, де прийняті наступні позначення : І — зведена до вала двигуна маса рухомих частин приводу; С ПР — зведена жорсткість приводу; U ПР — передаточне число приводу; І — момент інерції барабану і валу лебідки і зв’язаних з валом рухомих частин; U ТС — кратність поліспласту; С ТС — жорсткість талевої системи; mT— зведена маса талевого блоку шківів і канату; mBK — зведена маса верхньої частини колони труб; mHK — зведена маса нижньої частини колони труб; 1— проміжок між гаком і штропами, елеватором і замковим з’єднанням колони труб; 2 — деформація пружини гака; М — момент на валу двигуна; ММ — момент ШПМ лебідки; МГ — момент гальм стрічкового і гідродинамічного; R — опір рухові колони у свердловині; , М, б — кути повороту вала двигуна, ведучої і веденої півмуфт ШПМ; S1, S2 — переміщення ходового кінця талевого канату і талевого блоку; S3, S4 — переміщення верхнього і нижнього кінців колони труб; CTP, CГК — жорсткість колони труб і пружини гака.

Пружна модель дозволяє дослідити перехідні процеси в системі підіймального комплексу при розгоні і гальмуванні руху в залежності від характеру зміни моментів Мд, Мм, Мг. Записи рівнянь динаміки бурової установки і їх розв’язки виконано в розділі 5.
Для дослідження динамічних характеристик верстата-гойдалки з врахуванням пружності штанг і рідини розроблена динамічна модель, яка показана на рис.3, де позначено: Д – двигун; Ппр – привід; М – момент двигуна; Ікр — зведений до вала кривошипу момент інерції приводу, виконавчого механізму і зрівноважуючої маси; Пвм – функція переміщення виконавчого механізму; S1 — переміщення точки кріплення пружної підвіски; S2 – переміщення верхнього кінця колони штанг; S3 — переміщення плунжера погруженого насосу; S4 — переміщення рідини на виході з устя свердловини; mв – зведена до полірованого штоку маса верхньої частини колони; mн – зведена до плунжера насосу маса нижньої частини колони і обваженого низу; mр – маса рідини в насосно-компресорних трубах; Fн – сила тиску на плунжер знизу; Т – сила тертя між плунжером і циліндром; Fо – сила опору витікання рідини; С12 – жорсткість канатної підвіски або амортизатора; С23 – зведена жорсткість штанг; С34 – зведена жорсткість рідини; д, 1 – кути повороту вала двигуна і кривошипу виконавчого механізму. Рівняня динаміки і їх розв’язки подані в розділі 6.
Виконавчими механізмами в поршневих насосах є кривошипно-повзунні механізми. Характерною особливістю цих механізмів є те, що при рівномірному обертальному русі кривошипу поршень рухається нерівномірно. Це створює пульсацію подачі рідини і тиску на виході з насосу. З метою дослідження динамічних процесів, викликаних нерівномірністю руху поршнів, розроблені розрахункові моделі, в яких враховані пружність рідини і компенсатора (рис. 4). В цих схемах позначено зведений момент привідного двигуна М, зведений момент інерції кривошипного валу І1, передаточна функція переміщення поршня П1, зведена маса рідини mр в гідравлічній лінії, зведені жорсткості рідини в циліндрах і гідравлічній коробці с1, стиснутого повітря в компенсаторі с2, рідини в гідравлічній лінії за компенсатором. Дослідження динаміки бурових насосів виконані в розділі 7.
У четвертому розділі виконано аналіз режимів вмикання шинно-пневматичної муфти, яка з’єднує вал барабану лебідки з приводом. Розглядається жорстка і пружна моделі. Момент, який може передати муфта, залежить від тиску повітря в її камері і при вмиканні зростає за законом:
, (4)
де – характеритика моменту муфти, ММК – максимальний момент муфти, tMK – час наростання моменту від ММ = 0 до ММ=ММК, ,  –

коефіцієнти, які визначають характер наростання моменту і можуть приймати значення =0, 1, 2; .
Записані рівняння руху півмуфт в процесі вмикання при різних варіантах характеристик зовнішніх моментів, прикладених до півмуфт. Одержані розв’язки рівнянь з яких визначено час, на протязі якого відбувається буксування, до повного змикання півмуфт. З умови безпеки роботи підіймального комплексу бурової установки задається обмеження на прискорення талевого блоку, якому відповідає прискорення барабана лебідки. Ця умова накладає обмеження на характеристику момента муфти
(5)
а при одночасному вмиканні муфти і вимиканні гальма:
(6)
де І2 – зведений до веденої півмуфти момент інерції рухомих частин лебідки, талевої системи і труб; qг – характеристика моменту гальма
, (7)
де Мгм – максимальний гальмівний момент; tгм – час за який досягається його значення; tp – час розгону півмуфт.
Одержані вирази для роботи сил тертя в період буксування півмуфт
, (8)
де – константи, які залежать від параметрів муфти і зведених моментів інерції ведучої і веденої півмуфт.
Аналіз рівняння (8) показує, що робота тертя має екстремум (рис.5), якому відповідає характеристика муфти
. (9)
Для зменшення втрат на тертя необхідно вибрати параметри включення муфти таким чином, щоб значення qм не було близьким до qм мax.
В консервативних системах робота тертя при буксуванні дорівнює
(10)
і не залежить від характеристики муфти qм, а визначається початковою швидкістю ведучої півмуфти 10 і зведеними моментами інерції І1, І2 півмуфт. В неконсервативній системі робота тертя
Атр=Атр1+ Атр2
залежить від характеристики муфти qМ, а також від характеру зовнішніх моментів М1, М2, так як
, (11)
де М1, М2 – моменти, які діють на півмуфти; tб – час до завершення буксування; К – константа, яка залежить від , .
Інтенсивність нагріву поверхонь тертя залежить від потужності сил тертя
. (12)
Одержані рівняння для відносних потужностей
(13)
і по них виконані розрахунки для різних варіантів значень ,  (рис. 6). В третьому і четвертому варіантах максимальне значення потужності тертя перевищує відповідні значення першого і другого варіантів на 27%.

В зв’язку з тим, що на фрикційні накладки колодок діють відцентрові сили, записані і розв’язані рівняння руху муфти з їх врахуванням. Аналіз результатів розв’язку показав, що тривалість періоду розгону веденої півмуфти зростає, отже зростають втрати на тертя.
Проведені експериментальні дослідження режиму вмикання шинно-пневматичної муфти на стендовій установці. Встановлено, що регулюванням режиму вмикання можна зменшити величину падіння швидкості ведучої півмуфти і прискорення розгону, але при цьому зростає час буксування.
У п’ятому розділі проведено аналіз режимів руху механізмів підіймального комплексу бурової установки і визначені оптимальні режими. Розглядається послідовність руху елементів талевої системи у відповідності з динамічною моделлю, показаною на рис.2: вибір слабини 1 талевого канату і зазору між елеватором і муфтою труби; вибір деформації 2 пружини талевого гаку; розгін верхньої частини труб; розгін нижньої частини труб.
До вмикання ШПМ двигуни працюють на холостих обертах із швидкістю х i моментом Мх. Талевий блок знаходиться внизу в нерухомому стані. Барабан лебідки загальмований стрічково-колодковим гальмом, момент якого МГ. Рух талевої системи починається після вмикання крану ШПМ з часу t0, коли момент муфти подолає сумарний момент сил опору, який складають гальмівний момент МГ, а також моменти сили ваги, сил інерції. До повного зчеплення півмуфт рух приводу і барабану з талевою системою здійснюється окремо. Після зчеплення ШПМ привід і підіймальний комплекс рухаються як
одна система. Записані рівняння руху по етапах. Найбільш загальний випадок маємо при повному зчепленні півмуфт ШПМ і вибраних проміжках 1+2:
(14)
Інтегрування рівнянь виконується з врахуванням характеру зміни моментів у муфті МM і гальмі МГ. Для системи керування БУ необхідно мати інформацію про координату положення талевого блоку і відповідний їй кут повороту барабану лебідки. Розв’язок рівнянь здійснювався при різних значеннях коефіцієнта запасу по моменту ММ муфти:
,
де MK — момент на валу лебідки від ваги колони. Приймались значення: КМ=1,84; КМ=1,38; КМ=1,15. Із збільшенням коефіцієнта КМ на етапі розгону збільшується прискорення талевого блоку і колони бурильних труб. Отже, є небезпека значного зростання динамічних навантажень в підіймальному комплексі, що може привести до аварійної ситуації.
При підійманні або опусканні талевого блоку в процесі виконання спуско-підіймальних операцій, необхідно здійснити його зупинку таким чином, щоб замкове з’єднання труб попадало в зону дії ключа для розкручування різьбового з’єднання. Крім того, може виникнути необхідність термінової зупинки талевого блоку щоб запобігти аварійній ситуації. Для використання контролюючої і керуючої систем процесом СПО необхідно знати залежність між характеристиками руху талевого блоку і параметрами підіймального комплексу. В цьому випадку визначальними є загальний рух механізмів підіймального комплексу і талевого блоку. Зупинка талевого блоку здійснюється шляхом відключення приводу лебідки і включенням стрічкового гальма. Ці операції виконуються сумісно, але повний збіг практично ніколи неможливий. Це пояснюється недосконалістю технічних характеристик елементів пневмосистеми керування ШПМ і стрічковим гальмом, а також індивідуальними можливостями бурильщика.
В роботі досліджуються наступні ситуації: початок включення гальма (МГ) і виключення ШПМ (МM) збігається; виключення ШПМ здійснюється швидше від включення гальма; гальмо включається швидше від початку виключення ШПМ.
Розглядається жорстка динамічна модель системи, для якої рівняння руху мають вигляд:
(15)
де І1 — зведений до валу барабана момент інерції приводу; — зведений момент інерції, який враховує момент інерції барабану І і масу mT талевого блоку з колоною бурильних труб; М – зведений до валу лебідки момент двигуна; МК – зведений момент від сил ваги талевого блоку, колони труб і сил опору рухові колони труб у свердловині.
Виконано розв’язок рівнянь (15) для всіх варіантів взаємодії моментів. Визначені значення швидкостей і переміщень на етапі гальмування, а також, час цього етапу до зупинки талевого блоку. Одержані рівняння для визначення характеристик qГ моменту гальма. Визначені умови запобігання петлеутворення в талевому канаті.
Оцінку динамічного навантаження підіймального механізму бурової установки виконують за коефіцієнтом динамічності. В роботі розглядаються три схеми підіймального механізму, які зустрічаються при динамічному дослідженні бурових установок: а – одномасова; б – двомасова; в – тримасова.
В одномасовій схемі враховано тільки масу колони труб, зведену до нижнього перерізу. Двомасова схема враховує зведені до талевого блоку моменти інерцій рухомих частин лебідки з приводом і зведену до нижнього перерізу масу колони труб. В цих схемах талеві канати і колона труб розглядаються як один пружний елемент.
В тримасовій схемі перша маса враховує моменти інерції рухомих частин лебідки з приводом, друга – масу рухомих частин талевої системи і верхньої частини колони труб, третя – нижньої частини колони труб відповідно рівнянням (2) і (3). Перша і друга маси з’єднані пружним елементом, жорсткість якого еквівалентна жорсткості талевої системи, друга і третя маси з’єднані пружним елементом, яким є колона труб.
Одержані формули для визначення коефіцієнтів динамічності:

схема – а
(16)
схема – б
(19)
де с12 – зведені жорсткості талевих канатів і колони бурильних труб; m1 – зведена маса приводу і барабану лебідки; m2 – зведена маса талевого блоку і труб; Q – вага труб; F – рушійна сила привідних двигунів; S1, S2, S3 – переміщення відповідних мас; GК – вага обваженого низу.
В рівняння входять швидкість підхвату колони бурильних труб, початкове прискорення 1 та власна частота коливань р. Постійні коефіцієнти 1, 2, А2, С2, Н1М, Н2М враховують параметри системи. Результати розрахунків, виконані за рівняннями (16)-(19) для бурової установки БУ-125, показані на рис.7. Одномасова і двомасова схеми дають значення К1 близькі до К23 в колоні труб, але дещо менші. Виконані розрахунки для визначення впливу швидкостей підхвату на К. Встановлено, що при збільшенні швидкості підхвату від V=0 до V=0,5 м/с коефіцієнт динамічності талевих канатів К12 виріс більш ніж у 2 рази, а К23 всього на 5%. Значний вплив на коефіцієнт динамічності талевих канатів мають моменти інерції шківів. При нехтуванні ними коефіцієнт динамічності К12 зменьшується на 15%.
Визначено час руху талевого блоку при підійманні по трикутній тахограмі
(20)
і трапецевидній

(21)
де Vу – швидкість усталеного руху; h – шлях усталеного руху; д – швидкість валу двигуна; U1,U2 – передаточні відношення приводу і талевої системи з барабаном лебідки.
Аналіз рівнянь (20), (21) показав, що час Т залежить від передаточних відношень U1,U2 і швидкості усталеного руху Vу. На рис.8 показані залежності Т від U1,U2, а на рис.9 – від усталеної швидкості. Одержана формула для визначення оптимальної швидкості усталеного руху по трапецевидній тахограмі
, (22)

де Н – загальна висота підіймання талевого блоку; П, г – прискорення розгону і гальмування.
На рис.10 показано графік зміни Vопт в залежності від ваги колони труб.

Користуючись методами оптимального синтезу руху, розглянутими в розділі2, одержані закони руху талевого блоку з колоною труб на етапі розгону при підійманні.
Для процесу спуску талевого блоку з колоною труб записані рівняння руху на етапі розгону з умови обмеження гідродинамічного тиску в свердловині. Виведені формули для розрахунку моменту на гальмі з врахуванням оптимальних законів руху талевого блоку по критеріях прискорення, ривка і динамічної потужності. Одержані результати дозволяють побудувати раціональні тахограми руху для підіймання талевого блоку і його спуску. Для реалізації одержаних оптимальних законів руху талевого блоку розроблена принципова схема системи контролю і управління підіймальним комплексом бурової установки. З метою перевірки теоретичних результатів виконані експериментальні дослідження динаміки підіймального механізму на лабораторній буровій установці. Результати досліджень показали відхилення від теоретичних розрахунків в межах до 8%.
В шостому розділі виконано аналіз кінематичних і динамічних характеристик верстатів-гойдалок. Попередньо проведено аналіз структурних схем виконавчих механізмів типових балансирних верстатів-гойдалок. При цьому встановлено, що ці механізми мають велику кількість надлишкових зв’язків – 6 і більше. В результаті з’являються додаткові деформації в окремих ланках, зростають напруження, збільшуються реакції в кінематичних парах,
зменшується к.к.д. Визначені функції положення 2 = П2(1), 3 = П3(1) та передаточні функції швидкості :
(24)

ланок типових виконавчих механізмів. Для безкоромислових механізмів одержані рівняння руху точки підвісу штанг в залежності від кута повороту кривошипа. В гідропривідних механізмах переміщення точки підвісу штанг визначається рухом поршня відносно циліндра. Для даних схем також записані формули передаточних функцій швидкості і прискорення.
Основним технологічним навантаженням, яке сприймає виконавчий механізм, є зусилля F у точці підвісу штанг. Характер зміни цієї сили залежить від багатьох факторів, основними з яких є робочий стан погружного насосу, швидкість прискорення руху точки підвісу, наявність розчиненого газу в рідині і т.і. Безумовно, що при проектуванні і експлуатації станків-гойдалок практично неможливо врахувати всі варіанти зміни F(S).
Тому віддається перевага ідеальній динамограмі. При дослідженні перехідних процесів в системі привід – виконавчий механізм – погружний насос використовується пружна модель верстата-гойдалки, в якій зусилля визначається не динамограмою, а навантаженням на плунжер насосу і характером руху штанг, рідини, ланок виконавчого механізму, зрівноважуючої маси, двигуна. Враховуючи, що механізми верстатів-гойдалок сприймають великі навантаження, виникає необхідність їх силового розрахунку. Існуючі методи силового аналізу механізмів, засновані на послідовному виділенні структурних груп або окремих ланок і розрахунку їх з допомогою рівнянь рівноваги, мають цілий ряд недоліків. По-перше, необхідно складати рівняння рівноваги для всіх структурних груп або окремих ланок; по-друге, для

визначення реакцій в якій-небудь одній кінематичній парі, необхідно виконати силовий аналіз певної частини механізму; по-третє, важко оцінити вплив окремих сил, які діють на ланки механізму, на реакцію в конкретній кінематичній парі.
Перше зауваження має суттєве значення для багатоланкових механізмів, а третє – для силового синтезу механізмів. В роботі запропонований метод силового аналізу, який позбавлений вказаних недоліків. В основу розрахунку покладено метод віртуальних переміщень.
Однією з основних задач вдосконалення виконавчих механізмів верстатів-гойдалок є їх зрівноваження. Традиційно розглядаються два методи зрівноваження важільних виконавчих механізмів – механічне зрівноваження (кривошипне, балансирне або комбіноване) і гідропневматичне. В основу досліджень механічного зрівноваження покладено принцип визначення маси зрівноважуючого вантажу. При гідропневматичному зрівноваженні визначаються параметри гідроциліндра, об’єм пневмокамери. Відсутні роботи, в яких синтезується схема механізму з умови найкращого зрівноваження. Задача зрівноваження буде розв’язана, якщо значення моменту М1 на кривошипі є постійним і мінімальним.
З метою досягнення кращого зрівноваження запропонована схема механізму з рухомим зрівноважуючим вантажем, а також шатунним зрівноваженням .
Для оцінки зрівноваження введемо поняття коефіцієнта зрівноваження
, (25)
де М(F)мах – максимальний момент сили опору; М1 – максимальний результуючий момент на кривошипі.
За результатами розрахунків для розглянутих схем одержали: кривошипне зрівноваження – Кзр = 2,1; балансирне – Кзр = 4,02; комбіноване – Кзр = 3,33; шатуне – Кзр = 3,18; повзункове – Кзр = 4,05; безбалансирне – 3,5.
Вибір значень зрівноважуючих вантажів виконувався за відомими методами з умови рівності робіт на робочому і холостих ходах. Як показують розрахунки, найкращий коефіцієнт зрівноваження мають схеми з балансирним і повзунковим зрівноваженням, але в другому випадку маса зрівноважуючого вантажу на 20% менша, ніж в першому.
Дослідження динамічних процесів виконувалось на основі аналізу руху пружної моделі верстата-гойдалки, які мають вигляд:
Значення функції положення ПВМ і передаточної функції UВМ виконавчого механізму вибираються в залежності від типу механізму. Одержана система нелінійних диференціальних рівнянь розв’язана числовими методами. Числові розв’язки системи рівнянь (26) виконані для верстата-гойдалки СК8-3,5-4000 при глибині спуску плунжерного насосу L=2000м, діаметрі плунжеру dпл=32 мм, діаметрах штанг 25 мм (30%), 22 мм (35%), 19 мм (35%), діаметрі труб 3΄΄(900м), 2,5΄΄ (1100м). Аналіз результатів розв’язку системи рівнянь (26) дозволив її спростити, якщо прийняти 1=const. Крім того виявлено, що маса рідини несуттєво впливає на характер руху. Це дозволило спростити систему (26) до двох рівнянь і одержати аналітичні розв’язки для визначення власних частот коливань. Встановлено, що резонанс може наступити в другій гармоніці вимушених коливань, яка ближча до частоти власних коливань колони штанг. В колорезонансній зоні наблюдається явище “биття” (рис. 11). Якщо сили тертя в плунжерному насосі досягають значень Т>500Н, то вони поглинають власні коливання і усувають резонансні явища.
В сьомому розділі представлені результати досліджень динаміки бурових поршневих насосів. Записані рівняння функції положення S=П(1) поршня в залежності від кута повороту кривошипа 1, а також передаточних функцій швидкості U(1) і прискорення U΄(1). На основі циклограм руху двопоршневих і трипоршневих насосів побудовані діаграми подач. Сумарні подачі насосів апроксимовані виразами, які для двопоршневих насосів двосторонньої дії мають вигляд:
Записані і розв’язані рівняння руху для жорсткої моделі. Результати розв’язку показали вплив зведеної маси рідини і нерівномірності руху поршня на нерівномірність руху кривошипу.
Встановлено, що коефіцієнт нерівномірності руху кривошипа двопоршневого насоса може досягати значень =0,18 в пусковому режимі і 0,1 при усталеному русі насосу. Для трипоршневого насосу односторонньої дії 0,04. Для досліджень пружної моделі насосу на підставі рівнянь (30), (32) двопоршневі і трипоршневі схеми зведені до однопоршневої (рис. 4).
Записані і розв’язані рівняння руху безінерційного компенсатора, в якому не врахована маса рідини в компенсаторі, і для інерційного – з врахуванням маси рідини в компенсаторі (рис. 12). Визначені параметри компенсаторів: жорсткість для безінерційного; жорсткість і маса рідини в компенсаторі – для інерційного. Враховуючи, що запобігти попаданню рідини в компенсатор практично неможливо, то більш реальною є схема інерційного компенсатора, який працює в режимі динамічного віброгасника коливань.

При збільшенні маси рідини в компенсаторі повинна збільшуватись жорсткість пружного елементу. Якщо ця умова не виконується, то за рахунок зсуву фаз коливань рідини в компенсаторі і гідравлічній лінії перший може працювати як генератор коливань.

ЗАГАЛЬНІ ВИСНОВКИ

В роботі вирішена важлива наукова проблема по розробці методів динамічної оптимізації режимів руху і параметрів виконавчих механізмів бурових і нафтопромислових установок з метою зменшення додаткових динамічних навантажень при неусталених режимах, підвищення їх ефективності та надійності. Для цього зроблено наступне:
1. Вибрані критерії оптимізації руху виконавчих механізмів, в якості яких запропоновані: час розгону, прискорення і швидкість зміни прискорення, динамічна потужність. Пошук оптимальних законів руху механізмів здійснювався методом безпосереднього знаходження екстремуму функції або її оптимуму за допомогою методів варіаційного числення.
2. Синтезовані оптимальні закони руху, які дозволяють зменшити енергоспоживання виконавчих механізмів на етапі розгону або, при однаковій кількості використаної енергії, збільшити їх продуктивність. При розгоні двомасової пружної системи по оптимальному законові руху максимальні динамічні зусилля в пружному елементі менші на 10-20% ніж при розгоні з постійним прискоренням.
3. Для режиму вмикання визначені характеристики моментів qМ муфт з умови обмеження прискорення розгону веденої півмуфти і зв’язаних з нею мас. Дослідження функціональної залежності роботи сил тертя Атр від характеристики муфти qМ в період буксування при вмиканні дозволило встановити, що існує область значень qМ при яких робота Атр приймає найбільші значення, а також виділити інтервали значень qМмах при яких робота тертя є максимальною.
4. Розроблені динамічні і математичні моделі бурових установок, верстатів-гойдалок, поршневих насосів, які дозволили дослідити вплив характеристик виконавчих механізмів на динаміку бурових і нафтопромислових установок. Пружні моделі дають можливість визначити характер перехідних процесів і динамічні навантаження в пружних елементах, а жорсткі моделі – загальні закони руху окремих ланок механізмів.
5. Проведені теоретичні і експериментальні дослідження показали, що коефіцієнти динамічності талевих канатів мають більші значення ніж коефіцієнти динамічності колони труб. Ця різниця суттєво зростає при вазі колони труб Q

Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter

Похожие документы
Обсуждение

Оставить комментарий

avatar
  Подписаться  
Уведомление о
Заказать реферат!
UkrReferat.com. Всі права захищені. 2000-2020