Применение колтюбинговой технологии в бурении

в) хороший обзор рабочей зоны;

г) удобный пульт управления.

Удовлетворение указанных требований должно сочетаться с обеспечением допустимых габаритов агрегата и ограничений нагрузки на колеса транспортной базы. Поэтому при конструировании кабин управления следует учитывать их размещение в транспортном и рабочем положениях. В большинстве зарубежных агрегатов кабина оператора, находящаяся за кабиной водителя транспортного средства, снабжена гидроприводом, обеспечивающим ее вертикальное перемещение в пределах 1 - 1,5 м. Известны технические решения, в которых перевод кабины в рабочее положение осуществляется путем ее поворота. И в том, и в другом случаях появляется более удобный обзор барабана с наматываемой на него гибкой трубой, укладчика трубы и устьевого оборудования, прежде всего транспортера.

На пульте управления агрегата располагают весь комплекс контрольно-измерительных приборов и органов управления. К первым относятся приборы, контролирующие режимы работ приводного двигателя и всех систем гидропривода, длину трубы, спущенной в скважину, и давление технологической жидкости, а ко вторым - органы управления транспортером, уплотнителем, барабаном, укладчиком трубы и приводным двигателем.

В зависимости от конструктивных особенностей агрегата применяют гидравлические или электрогидравлические системы управления.

3.ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ АГРЕГАТОВ, ИХ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

3.1. ТРАНСПОРТЕР КОЛОННЫ ГИБКИХ ТРУБ (ИНЖЕКТОР)

Кинематический расчет

Цель расчетов, приведенных в данном разделе, заключается в определении взаимосвязи скорости перемещения колонны гибких труб и подачи рабочей жидкости гидропривода к гидромоторам транспортера.

Два гидромотора, приводящие в действие цепи транспортера, получают рабочую жидкость от насоса того же типа, что и каждый гидромотор.

Подача насоса

Q_ф = q_кn_фK₀/1000,

где q_к - объем рабочей камеры насоса (q_к = 112 см³); n_ф - фактическая частота вращения вала гидромотора; коэффициента подачи насоса K₀ = 0,95.

При n_ф = 1500 об/мин Q_ф = 11215000,95/1000 = 159,6 л/мин.

Угловая скорость вращения вала гидромотора

_г = [(Q_ф/2)K_ом1000]/30q_к,

где K_ом - объемный КПД гидромотора (K_ом = 0,95).

Соответственно угловая скорость вращения звездочки инжекторного механизма

_г = [(Q_ф/2)K_ом1000]/30iq_к,

где i - передаточное отношение редуктора транспортера.

Скорость подъема непрерывной трубы

v = _гR,

где R - радиус звездочки, которая приводит в действие цепь инжекторного механизма (R = 114 мм).

В результате

v = [R(Q_ф/2)K_ом1000]/30iq_к.

Скорость перемещения трубы при номинальной частоте вращения вала приводного двигателя

v = [0,114(159,6/2)3,140,951000]/3024112 = 0,336 м/с.

При работе приводного двигателя с максимальной частотой вращения n_ф = 1800 об/мин, подача насосов Q_ф = 191 л/мин и соответственно скорость перемещения трубы v = 0,4 м/с.

Определение допускаемого усилия на плашки

Усилие, с которым плашки воздействуют на трубу, однозначно связано с величинами напряжений, возникающих в последней. Для определения максимально допустимого значения усилий проследим взаимосвязь внутренних силовых факторов и внешней нагрузки.

Для оценки напряжений, возникающих в продольных сечениях гибкой трубы, сжатой плашками, рассмотрим возможные варианты их взаимодействия, которые определяют картину приложения внешних сил к трубе.

В дальнейшем примем следующие допущения, которые, как показывает практика, достаточно обоснованы: плашка представляет собой абсолютно жесткий монолит, а труба - упругое тело.При взаимодействии плашек с трубой возможны три варианта приложения сил:

а) при R_тр.н < R_п возникает ситуация, изображенная на рис. 12, а;

б) при R_тр.н > R_п имеет место вариант, представленный на рис. 12, в;

в) при R_тр.н = R_п характерной является картина, изображенная на рис. 12, б.

Здесь R_тр.н - наружный радиус гибкой трубы, R_п - радиус кривизны контактной поверхности плашек.

Картины взаимодействия плашки и трубы, представленные на рис. 12, а, в, могут наблюдаться не только при несоответствии размеров трубы и плашки, но и при деформации поперечного сечения трубы. Помимо этого встречаются и другие варианты приложения нагрузки, например, несимметричный. В этом случае каждая из плашек по-своему взаимодействует с трубой.

Рис. 12. Схема взаимодействия плашек транспортера с гибкой трубой:

при сжатии трубы: а - двумя сосредоточенными силами, б - равномерно распределенной нагрузкой, в - двумя парами сосредоточенных сил

Для определения наиболее опасного с точки зрения прочности трубы случая взаимодействия плашки с ее поверхностью рассмотрим внутренние силовые факторы (см. рис. 12), возникающие при различных вариантах приложения сил .

Приложение двух сосредоточенных сил. Этот случай соответствует соотношению R_тр.н < R_п (см. рис. 12, а). При этом в поперечных сечениях трубы с угловой координатой действуют следующие силы:

нормальная

N() = 0,5Рsin;

поперечная

Q() = 0,5Рсos;

изгибающий момент

M() = РR_тр.н(0,3183 - 0,5sin).

Приложение двух пар сосредоточенных сил. Этот случай соответствует соотношению R_тр.н > R_п. Здесь также в качестве координаты рассматриваемого сечения принят угол .

Нормальная сила:

интервал 0

N() = -(P/2)[0,3183сos(sin² - sin²)];

интервал

N() = -(P/2)[0,3183сos(sin² -sin²) + sin];

нтервал

N() = -(P/2)[0,3183сos(sin² - sin²)].

Поперечная сила:

интервал 0

Q() = (-P/2)[0,3183sin(sin² - sin²)];

интервал

Q() = (-P/2)[0,3183sin(sin² - sin²) + сos];

интервал

Q() = (-P/2)[0,3183sin(sin² - sin²)].

Изгибающий момент:

интервал 0

M() = (PR_тр.н/2)[0,3183(sin + сos - sin - сos -

- sin²сos + sin²сos) - sin + sin];

интервал

M() = (PR_тр.н/2)[0,3183(sin + сos - sin - сos -

- sin²сos + sin²сos) - sin + sin];

интервал

M() = (PR_тр.н/2)[0,3183(sin + сos - sin - сos -

- sin²сos + sin²сos)].

В рассматриваемом случае нагружения трубы предполагают, что каждая из действующих сил равна половине усилия, приложенного к плашке.

Приложение распределенной нагрузки. Этот случай соответствует соотношению R_тр.н = R_п (см. рис. 12, б). Значение характеризует текущую угловую координату продольного сечения, в которой определяется изгибающий момент, а - половину угла охвата трубы плашкой. Силовые факторы в поперечных сечениях определяются следующим образом.

Нормальная сила:

интервал 0

N() = -qR_тр.нsin²;

интервал -

N() = -qR_тр.нsinsin.

Поперечная сила:

интервал 0

Q() = qR_тр.нsinсos;

интервал -

Q() = qR_тр.нsinсos.

Изгибающий момент:

интервал 0

M() = qR²_тр.н{(1/)[(0,5 + sin² + 1,5sinсos)] -

- 0,5 sin² - 0,5sin²};

интервал -

M() = qR²_тр.н{(1/)[(0,5 + sin²) + 1,5sinсos] -

- 0,5sin² - sinsin + 0,5sin²}.

Для определения экстремальных значений изгибающих моментов в безразмерной форме были построены эпюры, характеризующие зависимости M() для различных условий приложения нагрузки. Для обеспечения возможности сопоставления получаемых величин по формулам при распределенной нагрузке коэффициент выражен через величину силы P, приложенной к плашке, и ее ширину L_i = 2Rsin. Тогда

qR²_тр.н = R²_тр.нP/L = R²_тр.нP/2R_тр.нsin = PR_тр.н/2sin.

Отсюда величины безразмерных изгибающих моментов M₁() могут быть представлены следующим образом:

при приложении двух сосредоточенных сил

M₁() = M()/PR_тр.н = -0,3183 + 0,5sin;

при приложении двух пар сосредоточенных сил

интервал 0

M₁() = M()/2PR_тр.н = (1/2)[0,3183(sin + сos - sin -

- сos - sin²сos + sin²сos) - sin + sin];

интервал

M₁() = M()/2PR_тр.н = (1/2)[0,3183(sin + сos - sin -

- cos - sin²сos + sin²сos) - sin + sin;

интервал

M₁() = M()/2PR_тр.н = (1/2)[0,3183(sin + cos - sin -

- сos - sin²сos) + sin²сos)];

при приложении распределенной нагрузки

интервал 0

M₁() = M()/(PR_тр.н) = [1/(2sin)]{(1/)[(0,5 +

+ sin² + 1,5sinсos] - 0,5sin² - 0,5sin²};

интервал -

M₁() = M()/(PR_тр.н/2sin) = [1/(2sin)]{(1/)[(0,5 +

+ sin² + 1,5sinсos] - 0,5sin² - sinsin + 0,5sin²}.

Графики, иллюстрирующие изменение изгибающего момента, приведены на рис. 13, 14. Из них следует, что оптимальным с точки зрения минимизации напряжений, возникающих при сжатии плашкой трубы и действии распределенной нагрузки, является значение угла охвата , близкое к 90. Достигнуть такой величины по конструктивным соображениям невозможно, поэтому в качестве максимального значения следует принимать = 80 85.

Это же положение относится и к случаю действия двух пар сосредоточенных сил. Однако этот вариант нагружения является промежуточным при переходе к распределенной нагрузке.

При условии равенства геометрических размеров поперечных сечений гибких труб для трех рассмотренных вариантов взаимодействия их с плашками наиболее опасным будет случай, при котором возникает максимальный по модулю изгибающий момент. При проведении прочностных расчетов следует, в первую очередь, учитывать растягивающие напряжения, которые суммируются с растягивающими напряжениями, возникающими при действии давления технологической жидкости.

Максимальные значения изгибающих моментов для трех рассмотренных случаев представлены ниже:

Способ приложения нагрузки .........................................	Две сосредоточенные силы	Две пары сосредото- ченных сил	Распределенная нагрузка
Максимальный изгибающий момент ............................................	0,318PRтр.н	0,24PRтр.н	0,125PRтр.н
Координата сечения трубы , в которой действует максимальный момент, градус ....	0	0	0 и 90

Рис. 13. Эпюра изгибающих моментов М() в поперечном сечении гибкой трубы, взаимодействующей с плашками при Rтр.н < Rп: 1 - сосредоточенная сила; угол охвата трубы плашкой , градус: 2 - 20, 3 - 40, 4 - 60, 5 - 80; - текущая координата
Рис. 14. Эпюра изгибающих моментов М() в поперечном сечении гибкой трубы, взаимодействующей с плашками при Rтр.н > Rп: 1 - сосредоточенная сила; угловая координата точек приложения сил , градус: 2 - 20, 3 - 30, 4 - 40, 5 - 60, 6 - 80; - текущая координата

Из приведенных данных следует, что наиболее предпочтительным случаем при взаимодействии трубы и плашек является приложение распределенной нагрузки. Вместе с тем, при действии двух сосредоточенных сил деформация поперечного сечения трубы приводит к увеличению площади контакта и в итоге к передаче усилия по всей площади плашки. Картина деформации поперечного сечения при приложении двух пар сосредоточенных сил является более сложной. При угле 40 50 они могут вызвать сплющивание трубы. Но поскольку подобные значения углов в плашках не предусмотрены, данный вопрос как представляющий сугубо теоретический интерес рассмотрен не будет.

Исходя из полученных зависимостей ,может быть вычислен изгибающий момент и определены максимальные напряжения, возникающие при обжатии трубы плашками.

Рассмотрим пример расчета напряжений в предположении, что отсутствует давление технологической жидкости во внутренней полости трубы и на нее нет осевой нагрузки.

Под действием изгибающего момента в продольном сечении гибкой трубы возникают нормальные напряжения, максимальное значение которых определяется следующим образом:

_x = M_x1/W_x1,

где M_x1 = K_нагрP₁R - максимальное значение изгибающего момента, действующего в поперечном сечении, в расчете на единицу длины трубы (значения максимальных моментов и соответствующих коэффициентов нагружения K_нагр приведены выше); W_x1 = b_тр²_тр/6 - момент сопротивления изгибу поперечного сечения трубы, имеющей длину, равную единице (где _тр - толщина стенки трубы; b_тр - ширина ее поперечного сечения, в рассматриваемом случае b = 1).

Моменты сопротивления изгибу для труб различной толщины имеют следующие значения:

Толщина стенки трубы, тр, мм .......................	2	2,5	3	3,5	4	5
Момент сопротивления изгибу, мм3 ............	0,667	1,667	1,500	2,040	2,667	4,167

Максимальное усилие, приложенное к единице длины трубы, ограничено и определяется максимально допустимыми нормальными напряжениями, возникающими при изгибе за пределом упругости при образовании пластического шарнира. При расчете деталей транспортера и режимов его работы максимальное сжимающее усилие может быть установлено из условия равенства этих напряжений пределу текучести:

_x = _т = M_x1/W_x1 = K_нагрP₁R/W_x1.

Отсюда величина сжимающей силы P₁, особенности приложения которой к трубе характеризует коэффициент K_нагр, может быть найдена из выражения

P₁ = W_x1т/K_нагрR.

Значения максимальной нагрузки для наиболее распространенных размеров труб приведены ниже:



Параметры трубы, мм:
наружный диаметр dтр.н	25	25	33	33	44	44
толщина стенки тр ..........	2	2	3	3	3,5	3,5
Предел текучести т, МПа	480	700	480	700	480	700
Максимальная сжимающая сила Р1, Н/мм:
сосредоточенная ...............	87,5	127,5	151	220,2	153,9	224,4
распределенная .................	222,7	324	383,4	559,2	390	570
Примечание. Предел текучести 480 МПа соответствует малоуглеродистым сталям, а 700 МПа - низколегированным.

Приведенные значения максимальной сжимающей силы P₁ служат исходными данными при определении максимального тягового усилия инжектора.

Определение тягового усилия инжектора

Максимальное тяговое усилие Q_max, обеспечиваемое транспортером без проскальзывания плашек относительно гибкой трубы, определяется силой трения, действующей между ними, т.е. Q_max = F_тр.

При плоских поверхностях величину силы трения вычисляют по известной формуле

F_тр = kP,

где k - коэффициент трения между плашкой и гибкой трубой; P - усилие прижима плашки к трубе.

Однако использовать приведенную зависимость нельзя, так как контактная поверхность имеет цилиндрическую форму.

Определим силу трения, возникающую между трубой и плашкой на цилиндрической поверхности контакта (рис.15).

Элементарная сила q, приложенная к площадке dl длиной, равной единице, может быть разложена на две составляющие: нормальную к поверхности трубы q_n() и распирающую плашку q_r(). Сила q_n() обеспечивает создание силы трения dF_тр, действующей в плоскости, перпендикулярной рассматриваемому сечению. Сила q_r() должна быть учтена при прочностном расчете плашки.

Для площадки с координатой можно записать

q() = q/сos.

Сила трения, создаваемая на этой площадке,

dF_тр = (q/сos)kdl.

Сила трения, возникающая на поверхности трубы единичной длины, соответствующая углу охвата ее плашкой,

Так как dl = R_тр.нd, то при подстановке получаем

Для одной плашки высотой h это выражение будет иметь следующий вид:

F_тр1 =q/сos)kR_тр.нhd.

В результате преобразований получим

F_тр1 = qkR_тр.нh1/сos)d = qkR_тр.нh[(1/сos) + tg].

После подстановки значений угла получим выражение для силы трения, создаваемой плашкой на контактной поверхности при изменении угла от нуля до максимума,

F_тр1 = qkR_тр.нhln[(1/сos_max) + tg_max],

где _max - половина угла охвата трубы плашкой.

Так как угол охвата трубы плашкой составляет 2_max, то выражение будет иметь вид

F_тр1 = 2qkR_тр.нhln[(1/сos_max) + tg_max].

В практических расчетах удобнее вычислять силу трения, обеспечиваемую парой плашек, прижатых к трубе с двух противоположных сторон. В результате значение силы трения должно быть удвоено:

F_тр1 = 4qkR_тр.нhln[(1/сos_max) + tg_max].

Величина распределенной нагрузки q может быть определена как

q = P/hb = P/R_тр.нh2sin_max.

После подстановки в получим

F_тр1 = 2Pkln[(1/сos_max) + tg_max]/sin_max.

Таким образом, криволинейный профиль плашки в формуле для определения силы трения может быть учтен с помощью коэффициента

_ф = ln[(1/сos_max) + tg_max]/sin_max,

а окончательная формула примет традиционный вид:

F_тр1 = 2Pk_ф.

Для упрощения расчетов можно пользоваться величиной коэффициента _ф, зависящей только от угла охвата трубы плашкой _max:

Угол захвата трубы плашкой max, градус .............................................................	20	30	40	50
Коэффициент ф .......................................	1,042	1,099	1,187	1,320

Угол захвата трубы плашкой max, градус .............................................................	60	70	80	85
Коэффициент ф .......................................	1,521	1,847	2,474	3,143

Максимальное тяговое усилие Q_max, создаваемое транспортером при перемещении трубы, определяется суммой сил трения, создаваемых плашками, находящимися в контакте с поверхностью трубы, т.е.

Q_max = F_трn,

где n - число пар плашек.

Если усилие прижима плашек к трубе одинаковое, то максимальное тяговое усилие может быть рассчитано по формуле

Q_max = 2P_maxk_фn.

Величина максимального усилия, прилагаемого к плашке, P_max может быть определена исходя из условия прочности трубы, сжатой плашками.

При проектировании устройств для перемещения трубы приходится решать обратную задачу - определять необходимое число пар плашек, которые могут обеспечить заданное тяговое усилие.

Алгоритм решения этой задачи следующий:

а) исходя из геометрических размеров поперечного сечения трубы и прочностных свойств материала, из которого она изготовлена, определяют максимально допустимое усилие [P_max], которое может быть приложено к плашкам;

б) по заданной величине тягового усилия транспортера Q_max с учетом коэффициента трения k и предполагаемого угла охвата плашками трубы устанавливают необходимое число пар плашек, которые должны быть прижаты к трубе одновременно.

Решение задачи усложнено тем, что транспортер будут использовать с колоннами гибких труб, изготовленных из материалов с различными прочностными характеристиками, поэтому его конструкция должна обеспечивать создание номинального тягового усилия для различных колонн.

Для удовлетворения этого условия число плашек следует определять, исходя из условий работы с трубой, имеющей минимальные прочностные характеристики, а размеры гидравлических цилиндров и давления в них, - исходя из максимальных значений этих характеристик:

n = Q_max/2P_maxmink_ф.

Расчет режима работы

гидропривода транспортера

Две бесконечные цепи транспортера приводятся в действие гидромоторами типа 3102.112 через планетарные редукторы. Технические характеристики гидромотора следующие:

Объем рабочей камеры, см3 .................................................................................	112
Номинальная частота вращения вала, об/мин ............................................	1500
Номинальный расход жидкости, л/мин ........................................................	175
Номинальный перепад давления для гидромотора, МПа .......................	20
Максимальное давление на входе в гидромотор, МПа ............................	35
Крутящий момент гидромотора, Н: номинальный ........................................................................................................ страгивания ...........................................................................................................	342 258
Номинальная мощность насоса, кВт ...............................................................	58,4
Коэффициент подачи для насоса в номинальном режиме, , не менее ..................................................................................................................................	95
Гидромеханический КПД для гидромотора в номинальном режиме, , не менее .................................................................................................................	96
КПД в номинальном режиме, , не менее: насоса ...................................................................................................................... гидромотора ..........................................................................................................	91 92
Масса без рабочей жидкости, кг, не более ....................................................	31

Усилие, развиваемое транспортером, при работе двух гидромоторов при их номинальном давлении

P = 2М_кр.ном/R,

где М_кр.ном - крутящий момент на валу каждой из ведущих звездочек транспортера; R - радиус звездочки (R = 114 мм).

Момент

М_кр.ном = М_г.м.номi,

где М_г.м.ном - крутящий момент, развиваемый гидромотором, при номинальном давлении, i - передаточное число редуктора, установленного между гидромотором и звездочкой (i = 24).

При работе гидромотора с перепадом давления, отличающимся от номинального значения, крутящий момент, развиваемый гидромотором,

М_г.м = М_г.м.номР_г/Р_ном,

где Р_ном - давление, соответствующее номинальному крутящему моменту на валу гидромотора; Р_г - рабочее давление в гидроприводе.

Аналогичные зависимости имеют место и для страгивающего момента. Окончательно усилие, развиваемое транспортером при постоянном движении (при номинальном режиме работы гидромотора),

P = 2М_г.м.номi/R = 234224/0,114 = 144 кН.

Усилие, действующее на гибкую трубу при страгивании,

P = 2М_г.м.стрi/R = 225824/0,114 = 108,63 кН.

3.2. Барабан (лебедка)

Определение емкости барабана

Емкость барабана определяется его габаритами и диаметром гибкой трубы, наматываемой на него (рис. 16, а). Габариты барабана - внутренний D_б.в и наружный D_б.н диаметры, длина рабочей части L_б.

При проектировании внутренний диаметр барабана устанавливают, исходя из опыта эксплуатации аналогичных установок, обычно D_б.в = 1600 мм для труб диаметром 25 мм, наружный диаметр принят из конструктивных соображений - возможности установки барабана на конкретное автомобильное шасси - D_б.н = 1900 2400 мм, длина рабочей части барабана L_б = 1200 мм.

Число рядов труб, наматываемых на барабан, определяют по формуле

Z = (D_б.н - D_б.в)/2d_тр,

откуда

Z = (1900 - 1600)/225 = 6.

Число витков трубы, намотанной на барабан в одном ряду,

i = [L_б/(d_тр + a_s)] - 1,

где a_s - сумма допуска на овальность трубы и зазора между трубами (a_s = 1 мм),

отсюда

i = [1200/(25 + 1)] - 1 = 45.

Емкость барабана рассчитывают по формуле

L = iZ(D_б.в + d_трZ) = 3,14456(1600 + 256) = 1483 м.

Масса трубы, намотанной на барабан,

M_тр = Lq_тр,

где q_тр - масса 1 м трубы.

Для 1 м трубы при ее диаметре 25 мм и толщине стенки 2 мм q_тр = 1,435 кг, а соответственно при 33 мм и 3 мм q_тр = = 2,808 кг.

Для труб диаметрами 25 и 33 мм их массы соответственно будут

M_тр = 14831,435 = 2128 кг;

M_тр=14832,808 = 4164 кг.

Рис. 16. Кинематическая схема барабана для наматывания колонны гибких труб и их укладчика при использовании планетарного редуктора (а) и цепной передачи (б): 1 - цепная передача привода механизма укладки КГТ (Z1, Z2 - число зубьев звездочек); 2 - каретка; 3 - ходовой винт; 4 - катушка; 5 - планетарный редуктор; 6 - гидравлический мотор.

3.3.Трубоукладчик

Механизм укладчика трубы на барабан обеспечивает ее плотную регулярную намотку без образования пережимов и петель. При работе в штатном режиме перемещение каретки укладчика должно быть синхронизировано с вращением барабана. Подобная система принята во всех агрегатах, производимых в США и Канаде (см. рис. 16).

На ряде установок работой укладчика трубы на барабан оператор управляет вручную. В таких условиях он должен концентрировать свое внимание на приборах пульта управления, поэтому подобную конструкцию следует считать не соответствующей современному уровню развития оборудования данного типа.

В то же время механизм укладчика должен обеспечивать возможность ручной корректировки укладки трубы, что обусловлено, например, неизбежным смещением наружных витков при транспортировании агрегата со скважины на скважину, отклонением наружного диаметра от номинального из-за смятия трубы, погрешности ее изготовления и т.д.

Кинематическая схема укладчика включает (см. рис. 16) каретку, установленную на ходовом винте с шагом t, цепную передачу (или передачи) с передаточным отношением i, обеспечивающую синхронизацию движения каретки и барабана. Ведомая звездочка цепной передачи соединена с ходовым винтом посредством кулачковой муфты. Ходовой винт также имеет привод от гидромотора, вал которого соединен с ходовым винтом через редуктор.

Условие согласования перемещения каретки и вращения барабана следующее: один оборот барабана должен соответствовать перемещению каретки на величину, равную диаметру гибкой трубы.

Частота вращения ходового винта

n_х.в = n_б(Z₁/Z₂),

где n_б - частота вращения барабана; Z₁, Z₂ - число зубьев соответственно ведущей и ведомой звездочек (Z₁/Z₂ = i).

Перемещение каретки по ходовому винту

s = tn_х.в = tn_бZ₁/Z₂.

За один оборот барабана каретка должна переместиться на величину диаметра укладываемой трубы, т.е. s = d_тр.

Тогда

d_тр = t(Z₁/Z₂) = ti.

Таким образом, кинематические характеристики укладчика трубы не зависят от емкости барабана и числа рядов труб на нем, а определяются только шагом винта укладчика и передаточным отношением синхронизирующей цепной передачи.

3.4. Привод

Привод включает в себя двигатель, обеспечивающий энергией все системы агрегата, и трансмиссию.

В зависимости от параметров агрегата принято использовать следующие схемы приводов:

а) для легких установок - двигатель транспортной базы, т.е. ходовой двигатель серийного автомобильного шасси;

б) для средних и тяжелых установок используют один из двух вариантов:

- палубный двигатель при выполнении агрегата на прицепе, транспортируемом обычным автомобилем-тягачом. При этом число блоков, когда каждый смонтирован на отдельном прицепе, а в целом составляющих единый комплекс, может быть равно двум или трем;

- двигатель, мощность которого определяется согласно условию обеспечения энергией агрегата при монтаже его на специально спроектированном автомобильном шасси. При этом для передвижения используют двигатель агрегата. По существу данный двигатель является палубным, который применяют в качестве ходового. Как и в предыдущем случае, агрегат представляет комплекс, состоящий из двух-трех автономно передвигающихся устройств.

Наиболее простой и рациональной является кинематическая схема легкого агрегата при условии его полной гидрофикации. Последнее позволяет компоновать оборудование агрегата исходя из оптимальных условий взаимного расположения его компонентов как для обеспечения функционирования агрегата на скважине, так и для выполнения требований, предъявляемых к нему как к транспортному средству.

При использовании стандартного автомобильного шасси кинематическая схема установки включает (рис. 17) ходовой двигатель 1, коробку перемены передач 3, коробку отбора мощности 4 (все перечисленные узлы являются неотъемлемой частью шасси), вал отбора 5 мощности, раздаточный редуктор 4, на котором закреплены насосы гидросистемы 6 (число последних определяется особенностями гидравлической схемы агрегата), передний мост 9 и заднюю тележку 8.

В зависимости от типа шасси и конструкции агрегата кинематическая схема раздаточного редуктора может быть последовательной, параллельной или комбинированной.

Последовательная схема предполагает передачу энергии от ведомого вала последовательно через все ступени зубчатой передачи. В этом случае первая ступень передает полную мощность, а каждая последующая - часть ее, за исключением отобранной на предыдущем валу. Параллельная схема предполагает поступление энергии от одного ведущего вала к нескольким ведомым. При этом каждая пара шестерен передает только ту энергию, которая необходима для вращения ведомым валом соединенных с ним насосов. Комбинированная схема основана на совместном использовании двух предыдущих вариантов.

Применение той или иной схемы устанавливается прежде всего по наличию свободного места на шасси транспортной базы и возможной конфигурации раздаточного редуктора. С точки зрения достижения необходимых весовых параметров и показателей надежности наилучшей является схема с параллельными потоками энергии, поскольку она позволяет обеспечивать наиболее благоприятный режим нагружения основных деталей редуктора.

Мощность, передаваемая к гидроприводу установки, зависит от осуществляемых им функций при выполнении конкретных операций.

Рис. 17. Кинематическая схема агрегата ПРС легкого типа:1 - ходовой двигатель автомобильного шасси; 2 - насос масляный, входящий в состав силового агрегата шасси; 3 - коробка перемены передач шасси; 4 - коробка отбора мощности; 5 - карданный вал отбора мощности; 6 - насос гидросистемы агрегата; 7 - раздаточный редуктор; 8 - задняя тележка шасси; 9 - передний мост шасси.

Вспомогательные операции заключаются в приведении в действие гидравлических домкратов агрегата и привода грузоподъемных устройств, работающих при развертывании и свертывании установки.

К основным операциям относятся следующие.

Перемещение колонны гибких труб. Можно выделить несколько основных режимов при перемещении труб, например, их движение с максимальной и минимальной скоростью, которые отличаются в 10 - 15 раз и соответственно определяют величины необходимых мощностей. По затрачиваемой мощности следует выделить движение колонны вниз и вверх. В первом случае необходимое давление рабочей жидкости, определяемое настройкой тормозного клапана, минимально. Кроме того, в процессе спуска труб транспортер должен обеспечить усилие, требуемое для разматывания трубы с барабана и перемещения ее через укладчик и канал транспортирования. При этом необходимая мощность минимальна и ее в общем балансе можно принимать равной нулю. Максимальное усилие при перемещении труб будет иметь место при ходе вверх и определяться весом колонны труб и силами трения.

Отметим, что термин "максимальное усилие" не означает максимального усилия, на которое рассчитан транспортер и которое он должен обеспечивать при возникновении аварийной ситуации. К последней следует отнести случай прихвата колонн гибких труб. При возникновении подобной ситуации перемещение последней осуществляется на минимальной скорости.

Наматывание (разматывание) трубы на барабан. При наматывании трубы на барабан привод должен обеспечивать его вращение с крутящим моментом, необходимым для деформирования трубы в процессе ее проводки по всей длине канала. Величина этого момента зависит от диаметра, толщины стенки и прочностных свойств гибкой трубы, но на нее не влияет скорость подъема КГТ.

Частота вращения барабана определяется скоростью перемещения трубы транспортером. При проведении расчетов следует учитывать ее максимальную величину.

При спуске трубы в скважину и сматывании ее с барабана привод не затрачивает энергию на эти процессы. Барабан раскручивается за счет натяжения трубы, создаваемого транспортером.

Нагнетание технологической жидкости в колонну гибких труб. При спуске и подъеме колонны, а также выполнении технологических операций по удалению пробок или бурении в колонну подается технологическая жидкость. Независимо от длины колонны, спущенной в скважину, гидродинамические потери в колонне постоянны и определяются ее длиной. Влиянием кривизны труб, намотанных на барабан, при проведении большинства расчетов можно пренебречь. При проведении технологических операций насос, подающий жидкость, должен преодолевать еще и перепад давления на забойном двигателе либо на гидромониторной насадке.

Подъем и спуск колонны можно выполнять не при максимальной подаче технологической жидкости, а при некотором минимально возможном ее значении, обеспечивающем безопасное выполнение работ. Поэтому при расчетах принимают и минимальную, и максимальную величины подачи.

Для определения необходимой мощности приводного двигателя дан сравнительный анализ мощностей, потребляемых основными узлами агрегата, при выполнении различных технологических операций, качественные оценки которых приведены ниже:

Комплектующие узлы агрегата ..............................	Транспортер	Барабан	Насосы технологической жидкости
Параметры узлов ...........	P	v	Mб	vб	pн	Qн
Режим работы агрегата:
В том числе:
спуск колонны до рабочей зоны .............	min	max	min	max	min	min
технологические операции:
удаление пробок песчаной ...........	min	min	min	min	max	max
гидратной .........	min	min	min	min	max	max
разбуривание пробки ....................	min	min	min	min	max	max
бурение скважин	max	min	min	min	max	max
расхаживание колонны при прихвате ........................	max	max	max	min	max	max
извлечение колонны труб на поверхность	max	max	max	max	max	max

Мощность приводного двигателя необходимо определять в зависимости от конкретных значений параметров агрегата и номенклатуры технологических операций, выполняемых им. Как показано выше, параметрический ряд агрегатов подземного ремонта скважин, работающих с колонной гибких труб, должен состоять из трех-четырех типоразмеров. Сделанные расчеты позволили определить мощности, необходимые для выполнения операций при различных параметрах агрегатов. Их результаты представлены на специальной гистограмме, из которой следует, что в случае использования стандартной транспортной базы - автомобильного шасси грузоподъемностью 12 - 16 т, серийно выпускаемого промышленностью, с мощностью двигателя 130 - 180 кВт максимальный диаметр колонны труб составляет 33 мм, а длина - 2000 м.

С помощью транспортной базы такого агрегата можно обеспечить выполнение всех необходимых технологических операций.

Для создания мощных агрегатов необходимы технические решения, базирующиеся на применении либо специальных транспортных средств, либо прицепов, оборудованных палубными двигателями.

4. Колонна гибких труб

4.1. Мировой опыт применения колонн гибких труб

Впервые массовое использование гибких труб большой длины было осуществлено при проведении операции по форсированию Ла-Манша при высадке союзных войск во Франции во время второй мировой войны. Для обеспечения снабжения войск горючим было развернуто 23 нитки трубопроводов по дну пролива: 6 трубопроводов были стальными с внутренним диаметром 76,2 мм, а остальные имели композиционную конструкцию - внутри слой из свинца, снаружи стальная оплетка. Укладку стальных трубопроводов проводили с плавучих катушек диаметром порядка 12 м. На них были намотаны секции трубопроводов длиной 1220 м. Каждая секция, в свою очередь, состояла из сваренных встык труб длиной 6,1 м.

Подобная технология была положена в основу изготовления колонн гибких непрерывных труб в начальный период проведения работ на промыслах. Впервые это осуществила компания "Creat Lakes Steel Co." (США) в 1962 г. Трубы диаметром 33,4 мм с толщиной стенки 4,4 мм сваривали в атмосфере инертного газа встык из 15 кусков. Изготовленную трубу наматывали на катушку с диаметром сердечника 2,7 м.

Технологию создания гибких труб все время совершенствовали и отрабатывали, но только к концу 70-х годов их качество стало соответствовать требованиям, необходимым для проведения работ на нефтепромыслах.

Параллельно специалисты Канады создавали гибкие трубы для бурения скважин. К 1976 г. фирмой "Flex Tube Service Ltd." была изготовлена и использована при проведении буровых работ гибкая колонна из стали диаметром 60,3 мм, которая наматывалась на катушку с диаметром сердечника около 4 м и состояла из сваренных встык 12-метровых труб.

Вскоре специалисты этой же фирмы изготовили колонну бурильных труб диаметром 60,3 из алюминия. Работы по созданию труб подобной конструкции были прекращены из-за их низкой прочности, при которой спуск на глубину колонны возможен лишь до 900 м.

Основное внимание изготовителей труб было сосредоточено на отработке технологии, которая могла бы обеспечить как можно большую длину отдельных плетей и таким образом сократить число поперечных стыков, а также на совершенствовании конструкции самого стыка.

К 1983 г. благодаря использованию заготовок ленты из Японии специалистам фирмы "Quality Tubing Inc." (США) удалось увеличить длину плетей до 900 м. Стыки отдельных плетей выполняли еще до поступления ленты в трубогибочную машину, что позволило существенно повысить качество труб. При этом наружный диаметр последних был увеличен до 89 мм.

К 1991 г. глубина спуска КГТ увеличилась до 5200 м, а в 1995 г. был начат выпуск труб с наружным диаметром 114,3 мм .

4.2. Материалы, применяемые для изготовления колонны

В настоящее время большинство гибких труб изготавливают из стали обычной малоуглеродистой, низколегированной и нержавеющей. Небольшое количество труб производят и из других металлов, например, сплавов титана.

К малоуглеродистым относится сталь А-66 типа 4 со следующим химическим составом:

Химический элемент ....	C	Mn	P	S
Содержание элемента, %	0,1-0,15	0,6 - 0,9	Не более 0,03	Не более 0,005

Химический элемент .....	Si	Cr	Cu	Ni
Содержание элемента, %	0,3-0,5	0,55-0,7	0,2-0,4	Не более 0,25

Эта сталь характеризуется следующими прочностными и деформационными показателями:

Предел текучести (минимальный), МПа.	480
Предел прочности при растяжении (минимальный), МПа	550
Удлинение при разрушении , %	30
Твердость, HRc	22

Улучшение прочностных показателей трубы может быть достигнуто за счет использования высокопрочных низколегированных сталей, подвергаемых термообработке, включающей закалку и отпуск. Химический состав сталей отличается повышенным содержанием хрома и молибдена, обеспечивающих способность стали принимать закалку.

Прочность труб из низколегированных сталей выше малоуглеродистых на 40 % (предел текучести 690 - 760 МПа) при сохранении пластических свойств.

К преимуществам труб, изготавливаемых из низколегированных сталей, следует отнести их высокую прочность при статических и циклических нагрузках.

Однако их недостатком является сложность ремонта в промысловых условиях, так как выполнение сварочных работ приводит к местному отпуску и снижению предела текучести до 550 МПа. В качестве примера использования нержавеющей стали для изготовления труб можно привести сталь 08Х18Н10Т (ГОСТ 5632-72).

В начале 90-х годов для производства труб стали использовать титан и его сплавы, что позволило, с одной стороны, улучшить их прочностные характеристики, а с другой, повысить надежность, поскольку титановые, как и алюминиевые трубы, изготавливают методом экструзии, что позволяет исключить продольный шов.

Сплавы титана имеют следующие механические свойства:

Сплав	"2"	"12"	"Бета-С"
Предел текучести (минимальный), МПа .	280	480	970
Предел прочности при растяжении (минимальный), МПа	345	550	1030
Удлинение при разрушении, %	20	18	12

4.3. Технология изготовления гибкой трубы

В настоящее время наиболее крупными изготовителями гибких труб за рубежом являются следующие компании: "Precision Tube Technology", "Quality Tubing Inc.", "Southwestern Pipe Inc.".

В 1989 г. в производство были внедрены цельнопрокатные трубы с минимальным количеством поперечных швов. В результате дефекты, связанные с образованием свищей, сократились до минимума.

Например, компания "Quality Tubing Inc." контролирует качество каждого сварного шва, присваивает ему соответствующий идентификационный номер и в случае потери герметичности выплачивает страховую сумму для устранения дефекта.

Технология изготовления труб из малоуглеродистых и низколегированных сталей состоит из следующих этапов:

а) вначале из рулонов тонколистовой стали необходимой толщины вырезают непрерывные ленты, ширина которых соответствует длине окружности образующей готовой трубы. Длина полос определяется возможностями прокатных станов производителей листа. Для США она соответствует 570 м, для Японии - 900 - 1000 м;

б) отдельные ленты сваривают встык, причем листы соединяют либо наискосок, либо "ласточкиным хвостом". Швы зачищают, поверхность обрабатывают механически и термически. После этого качество сварочных швов проверяют с помощью дефектоскопии;

в) полученную стальную ленту направляют в трубопрокатный стан, где она проходит между валками, формирующими из нее трубу. Для соединения кромок последней применяют кузнечную сварку в атмосфере инертного газа - кромки трубы нагревают с помощью индуктора, а затем прижимают друг к другу валками;

г) с наружной поверхности трубы механическим способом удаляют сварочный грат и зачищают стык;

д) зону сварочного шва подвергают отпуску и последующему охлаждению;

е) проверяют качество шва;

ж) трубу пропускают через калибровочный стан и подвергают окончательной термообработке - среднему отпуску с последующим охлаждением на воздухе и в ванне.

В результате выполнения указанных операций происходит образование перлитовой и ферритовой структуры металла.

Готовую трубу наматывают на транспортную катушку или барабан установки, в которой ее предполагают использовать.

Особенности технологии изготовления трубы из низколегированной стали заключаются в том, что после калибровки колонну подвергают закалке и последующему отпуску. В результате материал приобретает мартенситную структуру.

4.4. Механизм разрушения гибких труб

и основные результаты их эксплуатации

В настоящее время несмотря на большой объем накопленной информации о работе КГТ отсутствует общая теория, объясняющая механизм их разрушения в процессе эксплуатации. Наличие подобной теории необходимо для правильной оценки ресурса труб и возможностей прогнозирования их долговечности в промысловых условиях.

При нормальной работе КГТ, отсутствии заводского брака и нештатных ситуаций при эксплуатации их долговечность определяется количеством циклов спуска-подъема до потери герметичности. К параметрам режима их работы следует отнести минимальный диаметр барабана D_б или направляющих, на которых происходит изгиб труб, давление технологической жидкости p_ж в трубе, ее диаметр d_тр и толщину стенки _тр, а также максимальную глубину спуска КГТ. Кроме того, на долговечность трубы оказывают влияние условия работы и ее состояние. К ним относятся наличие механических повреждений и коррозия. Однако они носят случайный характер и в данной работе не рассматриваются.

Анализ перечисленных параметров сразу приводит к выводу о сложности их описания, регистрации и анализа. Это объясняется и уникальностью режимов ведения работ на каждой скважине, и многообразием вариантов нагружения КГТ даже при проведении одного подземного ремонта скважины. Кроме того, в чисто техническом плане сложность представляет регистрация условий работы трубы в процессе проведения всего комплекса операций - спуск колонны, выполнение технологических операций и ее подъема. Например, даже такая простая в технологическом отношении операция, как промывка скважины, сопровождается периодической остановкой КГТ, подъемом ее на небольшую величину, повторным спуском и т.д. При этом изменяются давление технологической жидкости, прокачиваемой через трубы, температуры окружающей среды и жидкости и т.д. Существенное влияние на интересующие показатели оказывают также срок и условия хранения трубы до ввода ее в эксплуатацию.

Тем не менее, необходимо прогнозировать срок службы трубы в конкретных условиях и иметь методики расчетов ее долговечности.

Сложность создания подобной теории определяется прежде всего тем, что в настоящее время отсутствуют методики расчета деталей в условиях малоциклического нагружения, материал которых работает за пределом упругости, так как в подобных условиях нагружения не работает ни одна из деталей, применяемых в отраслях гражданского и военного машиностроения.

В зависимости от конкретных условий работы гибкой трубы и режима эксплуатации агрегата опасными сечениями являются места перегибов трубы в зонах пластического деформирования при взаимодействии с барабаном, направляющим устройством и выходе из транспортера на вертикальном участке. Возможен изгиб трубы с образованием пластических деформаций и в транспортере, однако подобные случаи встречаются лишь при работе неопытного оператора.

При деформации трубы в точках, наиболее удаленных от нейтральной линии изгиба, возникают максимальные напряжения. При определенном соотношении наружного диаметра трубы и радиуса ее изгиба напряжения могут превысить предел упругости.

Радиус изгиба, соответствующий переходу материала трубы из упругого состояния в пластическое, определяется по формуле

R = Ed_тр/2_т,

где Е - модуль упругости материала трубы.

При пределе упругости (для простоты расчетов его принимают равным пределу текучести) 480 МПа минимальные радиусы изгибов будут следующими:

Наружный диаметр КГТ, мм .........	19,1	25,4	31,8	38,1	44,5
Радиус изгиба (минимальный), м	3,97	5,49	6,71	8,24	9,46

Наружный диаметр КГТ, мм .........	50,8	60,3	89	114
Радиус изгиба (минимальный), м	10,98	12,81	19,2	24,6

Из описания конструкций агрегатов и их основных узлов, очевидно, следует, что при существующих габаритах установок и реальных размерах деталей и узлов тракта, по которому проходит гибкая труба, радиусы ее изгиба намного меньше приведенных выше, и поэтому, возникновение пластических деформаций неизбежно. С учетом этого и будем рассматривать вопросы прочности гибкой трубы согласно теории пластичности, поскольку напряжения, действующие в опасном сечении, превышают предел пропорциональности.

Процесс работы материала КГТ в течение всего срока службы изделия можно охарактеризовать с помощью графиков, приведенных на рис. 18.