微小井眼水力加压器结构设计及钻压计算_刘清友

1、第30卷 第2期2009年3月石油学报A CT A PETROLEI SINICAV o l. 30M arN o. 22009基金项目:国家自然科学基金项目(No 50674078, No 50874096 资助。作者简介:刘清友, 男, 1965年10月生, 1997年获西南石油学院博士学位, 现为西南石油大学教授, 博士生导师, 主要从事石油天然气装备、油气井工E qy com. cn文章编号:0253 2697(2009 02 0304 04微小井眼水力加压器结构设计及钻压计算刘清友 单代伟 王国荣(西南石油大学油气藏地质及开发工程国家重点实验室 四川成都 610500摘要:微小井眼钻

2、进过程中, 连续管的直径小、刚度低, 采用传统的钻铤施加钻压不能满足钻井需要, 为此设计了一种用于88 9mm 井眼的微小井眼水力加压器。综合考虑井下马达、水力加压器以下钻柱与井壁的摩擦力、水力加压器运动部件与缸体内壁的摩擦力等因素对井底钻压的影响, 建立了水力加压器串联在井下马达上方时井底钻压计算模型, 通过对模型的求解可以得到钻井液流量、喷嘴直径与钻压关系曲线, 为水力加压器在微小井眼钻进中的应用提供了理论依据。关键词:微小井眼; 水力加压器; 结构设计; 钻柱; 摩擦力; 钻压; 计算模型中图分类号:T E 21 文献标识码:AStructure design of hydraulic

3、thruster and computationmodel of weight on bit in micro -holeLIU Qingy ou SH AN Daiw ei WANG Guorong(State K ey L abor atory f or Oil and Gas Reser voir Geolo gy and Ex p loitation ,Southwest P etr oleum Univ er sity , Chengd u 610500, ChinaAbstract :T he coiled tubing used in the micro -ho le drill

4、ing has the shor tcoming s of slender and highly flex ible structure. T he dr illing weig ht on bit acted by the popular co llar is difficult to meet the requirement of the micr o -hole dr illing. A micro -ho le hydraulicthruster was designed t o employ in bo rehole with a diameter of 88. 9mm. A com

5、putatio n mo del for dr illing weig ht on bit while the hy dr aulic thr uster co nnected abov e t he mud mo tor was pro posed, in consider ation of the effects of mud mot or, frict ion betw een side wall and dr illing str ing beneat h the thrust er, fr iction betw een the mo ving components of thrus

6、ter and the inner wall of its housing on the bot tom of dr illing w eig ht. Solving the model co uld derive the r elation curv es o f flow rate and nozzle diameter w ith the weig ht on bit. T he r esear ch r esults can prov ide t he r eference fo r applicatio n o f hydraulic t hr uster in micro -ho

7、le drilling. Key words :m icro -ho le; hy dr aulic thruster; structur e desig n; drilling collar ; fr iction; weig ht on bit; co mputatio n mo del微小井眼钻井是指采用小型化连续管钻井技术钻直径小于88 9mm 的井眼。连续管直径小, 刚度低, 传统的钻铤施加钻压方式不适用于微小井眼钻井, 需要利用水力加压器将钻井液压力转化为推力向井底施加钻压。早在1995年, 地矿部石油钻井研究所就成功研制了水力加压工具1, 近年来根据钻井施工的需要又发展出了双行程

8、水力加压器和带测位装置的水力加压器2-3。在国外, 美国Baker H ug hes 公司和加拿大Co ug ar 公司对水力加压器的研发处于领先地位, Baker H ughes 公司研制开发了小尺寸的水力加压器( 98 4114 3mm , 用于解决水平井或套管开窗侧钻井中施加钻压的问题。目前, 国内外还没有研发可用于88 9mm 井眼的微小井眼水力加压器, 在水力加压器钻压研究方面也大多是建立单一水力加压器的钻压计算模型3-5或者是考虑的因素不够完善6-7。笔者设计了一种微小井眼水力加压器, 并建立了水力加压器安装在井下马达上方的井底钻压模型, 模型中考虑了井下马达和摩擦力对井底钻压的影

9、响。水力加压器钻压研究有助于合理选择钻井参数, 保证钻头获得所需钻压, 从而提高钻进速度。1 微小井眼水力加压器结构和工作原理根据微小井眼钻井的需要, 设计了一种可用于88 9m m 井眼的水力加压器, 其结构参数为:外径为65mm ; 钻压范围为2030kN; 工作行程为300mm; 最大工作压力为15MPa; 最大工作扭矩为1500N m 。水力加压器活塞级数为五级, 采用六方钻杆传递扭矩。微小井眼水力加压器结构如图1所示。在水力加压器下端设计有一个喷嘴短节, 通过喷嘴短节实现下第2期刘清友等:微小井眼水力加压器结构设计及钻压计算305 部钻具(如扶正器或井下动力钻具 与水力加压器的连接,

10、 同时根据设计钻压的大小, 可以方便的更换喷嘴短节内的喷嘴, 以满足向井底提供不同钻压的需要。钻井液流入水力加压器后, 由于喷嘴的节流作用, 在水力加压器内部与井眼环空之间产生一个压差, 水力加压器活塞上端面受加压器内部压力作用, 而活塞下端面与井眼环空相通, 受井眼环空压力作用, 活塞在水力加压器内外压差的作用下产生一个正压力, 并通过六方钻杆传递给钻头,形成钻压。 1 喷嘴短节; 2 喷嘴; 3 六方钻杆与主活塞杆; 4 主缸体; 5 二级副缸体; 6 二级活塞; 7 三级或多级副缸体; 8 三级或多级活塞; 9 上接头。图1 微小井眼水力加压器结构示意图Fig. 1 Structure

11、schematic diagram of micro -holehydraulic thruster2 微小井眼水力加压器井底钻压计算钻井过程中, 带水力加压器的典型底部钻具组合如图2所示, 此时水力加压器施加的钻压受到多种因素的影响。在钻具组合中, 虽然钻井液流过水力加压器的压降和钻头上的压降可以直接计算出来, 但是井下马达的压降不是恒定不变的, 而是随钻头扭矩的变化而变化。由此可见, 要计算水力加压器产生的下推力, 得先计算出水力加压器及其以下各钻具的压降, 其中马达压降的计算是一个难点6。 图2 带水力加压器的底部钻具组合钻头上的钻压F dr 是水力加压器下推力F t 、水力加压器运动部

12、件与缸体内壁的摩擦力F p 、水力加压器以下钻具与井壁的摩擦力F d 以及水力加压器以下钻具重量F w (浮重 的函数(图3 , 即F dr =F t +F w cos -F d -F p (1式中: 为井斜角, ( 。图3 底部钻具组合受力示意图Fig. 3 Force schematic diagram of BHA2 1 水力加压器的下推力根据所设计的微小井眼水力加压器结构, 可以得出下推力f t 的计算公式为f t =( p t + p d + p m (d 22-d 21 +( p t + p d + p m 224-S d(2 p t =22gc 2S 2(3 p d =22gc

13、2S 2d(4式中: p t 为水力加压器喷嘴产生的压降, Pa ; p d 为钻头喷嘴产生的压降, Pa ; p m 为井下马达产生的压降, Pa ; g 为重力加速度, m/s 2; Q 为钻井泵排量, m 3/s ; S 为水力加压器喷嘴面积, m 2; c 为喷嘴流量系数; 为钻井液密度, kg/m 3; S d 为钻头喷嘴当量面积, m 2; d 1为副活塞杆外径, m ; d 2为副缸体内径, m 。p m 随马达转子输出扭矩增大而增大。由于受钻井因素影响, 井下马达的压降并非随马达转子扭矩变化而完全按线性规律增长, 即马达的实际工作特性为一条曲线。为了简化计算, 忽略机械效率和水

14、力效率的影响, 依据马达的理论工作特性得压降与扭矩关系为8-9p m =V 0(M +M f =V 0M +V 0M f(5式中:M f 为摩擦扭矩, N m , 在实际应用中认为是常数; M 为马达转子的输出扭矩, N m ; V 0为马达排量, m 3/r , 即0s r 0r (Z r 0r s(6306石 油 学 报2009年 第30卷式中:F 0为过流面积, m 2; T s 为衬套导程, m ; T r 为螺杆导程, m ; Z s 为衬套线数; Z r 为螺杆线数。当井下马达转子未输出扭矩(即M =0 时, 压降为马达空转压降, 记为 p 0, 则p 0=V 0M f所以式(5

15、变为 p m =V 0M + p 0(7很明显, 当马达带负载运转时, 其压降由两部分组成。一部分是空转压降(起动压降 p 0(马达空载运转时马达进出口间的压差并非为零, 此时的马达压降为空转压降 。它用于转子克服钻具内部摩擦和水力摩阻, 它的大小直接反映马达的配合状态, 马达配合过盈量大, 空转压降越大, 转矩内部损耗能量越大, 空转压降一般为0 51M Pa10, 具体数值可由实验求得。另一部分带载运转时产生的压降 p L 等于井下马达工作压降 p m 与空转压降 p 0之差, 即 p L = p m - p 0, 它是钻头钻进时克服地层的阻力矩。钻头的扭矩系数描述了钻头扭矩与钻头压力的关

16、系, 其值受钻头类型和地层软硬的影响, 具体关系为7C M =F dr d b(8式中:d b 为钻头直径, m 。牙轮钻头的扭矩系数为0 030 05, 金刚石钻头的扭矩系数为0 10 3。2 2 水力加压器以下钻柱与井壁的摩擦力水力加压器以下钻柱与井壁的摩擦力F d 对钻压的影响相对较小, 这里简化计算为水力加压器以下钻柱重力作用下与井壁产生的摩擦力, 即F d = 1F w sin(9式中: 1为滑动摩擦因数, 其值为0250 40(水基钻井液 11。2 3 水力加压器运动部件与缸体内壁的摩擦力 水力加压器运动部件与缸体内壁的摩擦力包括两部分:由活塞与缸体内部产生的摩擦力F p 1, 这

17、部分力较小; 传递扭矩的六方钻杆与六方缸体之间的摩擦力F p 2, 这部分力较大。活塞与缸体内壁的摩擦力可以以活塞与缸体机械运动效率的方式考虑, 橡胶密封在泥浆中缓慢移动时可取机械运动效率 为0 90 96, 其表达式为F p 1=F t (1- (10由于六方钻杆和六方缸体的间隙很小, 忽略间隙的影响, 缸体内壁的受力如图4所示, 则有 M =6f l =3f R(11式中:f 为六方钻杆与六方缸体之间的正压力, N ; l 为力; , 六方钻杆与六方缸体之间的摩擦力为F p 2=6f 2=2M 2R =2F dr d b C M 2R(12式中:F p 2为六方钻杆与六方缸体之间的摩擦力,

18、 N 。取无润滑状态下钢与钢之间的滑动摩擦因数 2=015。图4 六方缸体受力示意图Fig. 4 Force schematic diagram of hexagonal housing2 4 钻压的计算由以上的分析可以看出, 水力加压器的下推力F t以及六方钻杆与六方缸体内壁的摩擦力F p 2均与钻压有关, 它们随着钻压的增大而增大, 而钻压又是F t 和F p 2的函数, 因而钻压的计算过程实际上是一个迭代计算过程, 具体迭代步骤为: 估计一个初始钻压C 1, 即设F dr =C 1; 由式(5 可计算出对应的马达压降 p m ; 由式(2 计算出水力加压器下推力F t ; 由式(9 式(

19、12 计算出摩擦力F d 和F p ; 由式(1 计算出钻压, 令C 2=F dr ; 若|C 1-C 2| , 则收敛, 计算结束, 认为C 2为所求的钻压, 否则重复步骤 。计算结果如图5所示。曲线从上到下分别表示水力加压器喷嘴直径从812m m 时流量与钻压的关系, 根据所钻地层的设计钻压, 可依据曲线图对流量和喷嘴直径进行选择。图5 流量、喷嘴直径与钻压关系曲线Fig. 5 Relationship curves of f low rate and nozzle diameter第2期刘清友等:微小井眼水力加压器结构设计及钻压计算3073 结 论(1 设计了一种用于88 9m m 井眼

20、的水力加压器, 通过对水力加压器与井下马达的钻压分析可以看出, 在钻井过程中不能把水力加压器认为是一个独立的工具。(2 水力加压器和安装在其下的所有元件组成一个相互作用的系统, 即带水力加压器底部钻具组合的稳定操作钻压取决于钻具组合的形式和各种钻井参数, 它们共同作用使得钻压达到一个稳定的值。(3 要获得应用水力加压器的最佳效益除了需要相应的理论指导外, 还需要一定的经验。参考文献1 丁培积, 陈天成, 刘嘉铭, 等. 水平井水力加压工具及其应用J .石油钻探技术, 1995, 23(3 :41-43.Ding Peiji, Chen T iancheng, Liu Jiaming, et a

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