連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)旋扣液控回路設(shè)計(jì)與分析

(中國石油集團(tuán)工程技術(shù)研究院有限公司， 北京 102206)

引言

連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)關(guān)鍵技術(shù)之一是在高壓腔體內(nèi)完成鉆桿接頭的上卸扣操作。與常規(guī)上卸扣作業(yè)環(huán)境不同，由于高壓腔內(nèi)存在鉆井液壓力，鉆桿將承受很大的上頂力，若上卸扣時(shí)未平衡此上頂力，則接頭螺紋面就會(huì)形成很大的接觸壓力，必然導(dǎo)致螺紋加速磨損失效。因此在上卸扣過程中，必須對螺紋面上的載荷進(jìn)行控制，將螺紋面上的接觸壓力控制在合理的范圍內(nèi)，以減小螺紋磨損，提高使用壽命。根據(jù)連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣操作步驟，對上卸扣控制要求進(jìn)行分析，在此基礎(chǔ)上制定了相應(yīng)的液控回路方案，并建立仿真模型，為連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣控制提供科學(xué)參考。

1 上卸扣步驟與控制要求

連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣裝置由動(dòng)力鉗、平衡機(jī)構(gòu)和背鉗組成，如圖1所示[1-2]。上卸扣基本步驟[3]包括：

(1) 上卸扣前，用動(dòng)力鉗夾緊機(jī)構(gòu)夾緊上部鉆桿本體，背鉗夾緊下部鉆桿母接頭；

(2) 卸扣時(shí)，先用動(dòng)力鉗緊崩扣機(jī)構(gòu)崩開第一扣，然后啟動(dòng)旋扣機(jī)構(gòu)反向旋轉(zhuǎn)上部鉆桿，與此同時(shí)，利用平衡機(jī)構(gòu)平衡鉆井液上頂力作用，并使動(dòng)力鉗隨上部鉆桿同步向上移動(dòng)，在旋扣機(jī)構(gòu)和平衡機(jī)構(gòu)聯(lián)合驅(qū)動(dòng)下，上部鉆桿的公接頭與下部鉆桿的母接頭完全分離，至此完成卸扣操作；

(3) 上扣時(shí)，先用旋扣機(jī)構(gòu)正向旋轉(zhuǎn)上部鉆桿，平衡機(jī)構(gòu)克服鉆井液上頂力作用驅(qū)動(dòng)動(dòng)力鉗下放上部鉆桿，在旋扣機(jī)構(gòu)與平衡機(jī)構(gòu)聯(lián)合驅(qū)動(dòng)下，上部鉆桿的公接頭與下部鉆桿的母接頭旋合，在旋合過程中，利用平衡機(jī)構(gòu)使動(dòng)力鉗隨上部鉆桿同步向下移動(dòng)，接頭旋緊后用緊崩扣機(jī)構(gòu)上緊最后一扣，至此完成上扣操作。

圖1 連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣裝置

相比緊扣和崩扣，旋扣運(yùn)動(dòng)的控制要求最高，尤其是在螺紋開始旋合或即將旋離時(shí)，由于螺紋接觸面積有限，此時(shí)若控制不當(dāng)，將會(huì)使螺紋承受很大的接觸壓力，導(dǎo)致螺紋迅速磨損失效，極易形成安全隱患。旋扣運(yùn)動(dòng)控制的關(guān)鍵點(diǎn)主要包括兩方面：一是運(yùn)動(dòng)同步控制，即旋扣時(shí)必須使動(dòng)力鉗隨著接頭螺紋的旋轉(zhuǎn)與鉆桿同步上、下移動(dòng)，避免因運(yùn)動(dòng)干涉導(dǎo)致螺紋損傷；二是載荷平衡控制，即旋扣時(shí)必須主動(dòng)平衡鉆井液上頂力作用，將接頭螺紋承受的上頂力控制在合理的范圍內(nèi)，減緩螺紋磨損。

綜上所述，旋扣是上卸扣操作中最為重要的一環(huán)，直接決定上卸扣的質(zhì)量和成敗，而且需要由旋扣機(jī)構(gòu)和平衡機(jī)構(gòu)協(xié)同完成，控制難度較大。為實(shí)現(xiàn)在高壓腔內(nèi)完成接頭旋扣操作并有效保護(hù)螺紋，旋扣機(jī)構(gòu)和平衡機(jī)構(gòu)必須滿足以下控制要求：

(1) 旋扣機(jī)構(gòu)可以驅(qū)動(dòng)鉆桿正向和反向旋轉(zhuǎn)；可以實(shí)時(shí)調(diào)整鉆桿轉(zhuǎn)速，并且不受負(fù)載影響；具備限壓和過載保護(hù)功能;

(2) 平衡機(jī)構(gòu)可以根據(jù)外載荷變化實(shí)時(shí)調(diào)整平衡力；可以根據(jù)旋扣轉(zhuǎn)速使動(dòng)力鉗隨鉆桿同步上、下移動(dòng)；可以在任意高度位置鎖緊動(dòng)力鉗。

2 旋扣液控回路設(shè)計(jì)

根據(jù)旋扣控制要求，擬定了旋扣液控回路方案，包括旋扣機(jī)構(gòu)液控回路和平衡機(jī)構(gòu)液控回路兩部分，如圖2所示[4-5]。

圖2 旋扣液控回路

旋扣機(jī)構(gòu)的液控回路見圖2左半部分所示，執(zhí)行器為4個(gè)低速大扭矩馬達(dá)，回路中配置了比例換向閥、壓差補(bǔ)償器、比例減壓閥以及壓力和轉(zhuǎn)速傳感器等。比例換向閥可以無級調(diào)整閥口開度，由于壓差補(bǔ)償器的作用，比例換向閥閥口兩端壓差保持恒定，因此通過控制比例換向閥的閥口開度就能無級調(diào)整供油流量，配合轉(zhuǎn)速傳感器，可以根據(jù)工況準(zhǔn)確控制鉆桿轉(zhuǎn)速。此外利用比例減壓閥和壓力傳感器可以無級調(diào)整馬達(dá)的最大工作壓力，以便限制旋扣扭矩，起到保護(hù)接頭螺紋的作用。

平衡機(jī)構(gòu)的液控回路見圖2右半部分所示，執(zhí)行器為4個(gè)油缸，回路中配置了比例減壓閥、節(jié)流調(diào)速閥、液控單向閥、二位電磁換向閥以及壓力和位移傳感器等。平衡油缸的無桿腔與有桿腔壓力分別由單獨(dú)的1個(gè)比例減壓閥控制，此比例減壓閥同時(shí)具有減壓和溢流功能，即可以在保持輸出壓力穩(wěn)定的狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)供油和回油，在旋扣時(shí)，利用比例減壓閥使油缸輸出力始終與鉆桿所受外載荷保持平衡，而活塞桿可以隨接頭螺紋的旋轉(zhuǎn)與鉆桿同步自由上、下運(yùn)動(dòng)。節(jié)流調(diào)速閥可以限定油缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)速度并使其運(yùn)動(dòng)更為平穩(wěn)。利用二位電磁換向閥可以控制液控單向閥的啟閉，實(shí)現(xiàn)油缸無桿腔和有桿腔油路通斷，使平衡機(jī)構(gòu)能夠在任意高度位置上停止鎖定。另外利用位移傳感器檢測油缸活塞桿的運(yùn)動(dòng)，便于判斷公、母接頭的相對位置和運(yùn)動(dòng)速度，以提高旋扣控制的準(zhǔn)確性與可靠性。

3 旋扣控制仿真分析

利用AMESim軟件建立旋扣控制仿真模型，以便分析上述液控回路的控制性能，驗(yàn)證設(shè)計(jì)方案的合理性和可靠性。

3.1 旋扣物理模型

圖3表示螺紋旋扣運(yùn)動(dòng)模型，假設(shè)鉆桿接頭以轉(zhuǎn)速ωx正向旋轉(zhuǎn)，則螺紋面上中徑D處的O點(diǎn)沿x軸的切向速度v2=ωxD/2，而其軸向運(yùn)動(dòng)速度設(shè)為v1。

圖3 螺紋旋扣運(yùn)動(dòng)模型

由圖3中左側(cè)圖所示幾何關(guān)系可得O點(diǎn)沿i軸和j軸的速度分別為：

voi=v1i+v2i=v1sinλ+v2cosλ

(1)

voj=v1j-v2j=v1cosλ-v2sinλ

(2)

式中,voi,voj分別為O點(diǎn)沿i軸和j軸速度分量;v1i和v1j為速度v1沿i軸和j軸分量;v2i和v2j為速度v2沿i軸和j軸分量;λ為螺紋的螺旋升角。設(shè)k為通過O點(diǎn)的螺紋面法線方向，如圖3右側(cè)圖所示，則：

vok=vojcosαl=(v1cosλ-v2sinλ)cosαl

(3)

式中,vok為O點(diǎn)沿螺紋面法線方向k的速度分量;αl為螺紋的牙型半角。而O點(diǎn)在垂直于法線k的切面上的速度分量vok⊥為：

(4)

將螺紋面接觸簡化為一個(gè)黏彈性模型，即螺紋面上的接觸壓力由兩個(gè)嚙合面在接觸點(diǎn)法線方向上的移動(dòng)速度和相對距離決定，其表達(dá)式為：

(5)

式中,N⊥為螺紋面上的接觸正壓力;cl為螺紋面黏性系數(shù);kl為螺紋面彈性系數(shù);x0為螺紋面初始擠壓變形量。由于螺紋面是金屬材質(zhì)，cl和kl取值均很大，接觸點(diǎn)的變形量一般都很小，因此通常可認(rèn)為voj<

圖4 螺旋旋扣受力狀態(tài)

圖4為螺紋旋扣時(shí)的受力狀態(tài)，螺紋面上摩擦力f和接觸正壓力N⊥的合力在軸向和水平方向的分力分別為[6]：

Pxk=Ncosλ-fsinλ=N⊥cosαlcosλ-μlN⊥sinλ

(6)

Txk=Nsinλ+fcosλ=N⊥cosαlsinλ+μlN⊥cosλ

(7)

式中，Pxk為軸向分力；Txk為水平分力；μl為螺紋面摩擦系數(shù)。對于錐螺紋而言，任意直徑處的螺旋升角λ是不同的，螺旋升角為[7]：

(8)

式中,P為螺紋螺距;Da為螺紋平均中徑;α為圓錐中截面底角。螺紋副運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)方程為：

Ma=Fq+Pxk-Fwz

(9)

(10)

式中,M和J分別為鉆桿質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;a為鉆桿軸向加速度;ε為鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)角加速度;Fq為平衡油缸的輸出力;Fwz為包含泥漿上頂力的外載荷。

3.2 旋扣仿真模型

依據(jù)螺紋嚙合動(dòng)力學(xué)模型和液控回路設(shè)計(jì)方案，建立如圖5所示螺紋旋扣控制仿真模型[8-11]。圖5中右側(cè)為平衡機(jī)構(gòu)液控回路模型，包括恒壓泵1、比例減壓閥2、單向節(jié)流閥3、液壓缸4、機(jī)構(gòu)等效質(zhì)量5和外載荷6等；左側(cè)為旋扣機(jī)構(gòu)液控回路模型，包括恒壓泵9、減壓閥10、比例換向閥11、馬達(dá)12、傳動(dòng)齒輪13、機(jī)構(gòu)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量14和旋轉(zhuǎn)摩擦副15等；而中間為螺紋模型，主要包含黏彈性模塊7和摩擦副模塊8，用于模擬螺紋面上的正壓力和摩擦力。

圖5 旋扣控制仿真模型

平衡機(jī)構(gòu)液控回路設(shè)置參數(shù)[12]：恒壓泵1的出口壓力設(shè)定為21 MPa，最大流量102 L/min；比例減壓閥2最大可調(diào)壓力20 MPa，最大通流量160 L/min，零流量最小可調(diào)壓力為0.6 MPa，反向溢流開啟壓力1 MPa，在最大流量狀態(tài)下，減壓閥口全開時(shí)的壓差為1.7 MPa，反向溢流口全開時(shí)的壓差為2.8 MPa；單向節(jié)流閥3的單向閥開啟壓力0.05 MPa，壓力梯度1.675 L·min-1·MPa-1，節(jié)流口額定流量75 L/min，壓力降為1 MPa；液壓缸4的活塞直徑為125 mm，活塞桿直徑63 mm；機(jī)構(gòu)等效質(zhì)量設(shè)定為10 t，泥漿上頂力設(shè)定為600 kN。

旋扣機(jī)構(gòu)液控回路設(shè)置參數(shù)[12]：恒壓泵9的出口壓力設(shè)定為21 MPa，最大流量210 L/min；減壓閥10參數(shù)設(shè)置與減壓閥2相同；比例換向閥11在工作壓差為1 MPa 時(shí)的最大通流量為200 L/min；另外，設(shè)定馬達(dá)的等效排量為1120 mL/r，齒輪傳動(dòng)比為4，機(jī)構(gòu)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量30 kg·m2，旋轉(zhuǎn)摩擦副的阻力矩5 kN·m。

螺紋模型設(shè)置參數(shù)[13]：設(shè)螺紋牙型半角αl為30°，螺距P為6.35 mm，螺紋平均中徑Da為132.7 mm，圓錐中截面底角α為85.24°，則平均螺旋升角λ為0.86°，粘彈性模塊中彈性系數(shù)kl和黏性系數(shù)cl分別設(shè)定為(1e+9)N/m和(1e+6)N·s·m-1，螺紋面摩擦系數(shù)μl設(shè)定為0.15。

3.3 旋扣控制分析

要使油缸輸出力能夠平衡外載荷，經(jīng)估算可知有桿腔壓力約為14.5 MPa，無桿腔壓力應(yīng)為0。將有桿腔回路上的減壓閥壓力設(shè)定為不同值，即11, 14.5, 18 MPa。

圖6表示螺紋旋進(jìn)時(shí)的計(jì)算結(jié)果，設(shè)油缸的初始位移為0.5 m，即油缸活塞桿完全伸出，對比圖中曲線可以看出，當(dāng)壓力調(diào)定為14.5 MPa時(shí)，螺紋面上的正壓力與摩擦力最小，當(dāng)然這時(shí)的旋扣扭矩也最?。欢鵁o論油缸的工作壓力是偏低還是偏高，都會(huì)增大螺紋面上的接觸壓力，進(jìn)而導(dǎo)致摩擦力和旋扣扭矩升高；需要指出的是，當(dāng)壓力偏低時(shí)，公螺紋上端面與母螺紋下端面嚙合，因此其正壓力的水平分力與鉆桿旋轉(zhuǎn)方向相反，導(dǎo)致旋扣扭矩增加更快。

圖7表示螺紋旋出時(shí)的計(jì)算結(jié)果，油缸初始位移設(shè)定為0.1 m；與圖6比較可以看出，無論是正反轉(zhuǎn)，當(dāng)有桿腔壓力接近平衡值時(shí)，螺紋面上的正壓力與摩擦力均最??；與旋進(jìn)狀態(tài)相反的是，當(dāng)壓力偏高時(shí)，由于其正壓力的水平分力與其旋轉(zhuǎn)方向相反，故旋扣扭矩與壓力偏低時(shí)相比增加更快；另外，由于結(jié)構(gòu)原理的影響，減壓閥從減壓功能轉(zhuǎn)換到溢流功能時(shí)，其出口壓力必將發(fā)生階躍，同時(shí)，隨著溢流流量的增加，壓力也會(huì)逐漸升高，這就影響到螺紋面上的受力狀態(tài)，因此在控制時(shí)需要考慮如何補(bǔ)償壓力偏差的問題。

圖6 接頭螺紋旋合分析

從以上分析可以看出，設(shè)計(jì)的液控回路可以同時(shí)滿足旋扣時(shí)的運(yùn)動(dòng)同步和載荷平衡兩個(gè)控制要求，即液控回路既可以使動(dòng)力鉗隨著螺紋的旋轉(zhuǎn)與鉆桿同步上、下移動(dòng)，同時(shí)又能主動(dòng)平衡鉆井液上頂力等外載荷作用，因此螺紋面上的正壓力和摩擦力被控制在較小范圍內(nèi)，有效降低旋扣過程中螺紋面磨損，起到保護(hù)螺紋的作用。

4 結(jié)論

由于連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)是在高壓腔內(nèi)進(jìn)行上卸扣操作，無法直接進(jìn)行觀察，并且還存在鉆井液上頂力等外載荷作用，因此如果控制不當(dāng)極易損傷螺紋。針對連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣控制難題，本研究對上卸扣操作步驟、控制要求和液控回路等方面進(jìn)行了分析研究，形成以下幾點(diǎn)認(rèn)識：

圖7 接頭螺紋旋離分析

(1) 相比緊扣和崩扣，旋扣運(yùn)動(dòng)的控制要求更高，尤其是在螺紋接觸面積有限時(shí)，極易造成螺紋磨損。旋扣控制的關(guān)鍵在于運(yùn)動(dòng)同步控制和載荷平衡控制，即旋扣時(shí)必須使動(dòng)力鉗能夠隨接頭螺紋旋轉(zhuǎn)與鉆桿同步上、下移動(dòng)，同時(shí)還必須主動(dòng)平衡鉆井液上頂力作用，將螺紋面上承受的載荷控制在合理的范圍內(nèi);

(2) 為滿足旋扣控制要求，一是旋扣機(jī)構(gòu)液控回路應(yīng)可以驅(qū)動(dòng)鉆桿正向和反向旋轉(zhuǎn)，實(shí)時(shí)調(diào)整鉆桿轉(zhuǎn)速，并且不受負(fù)載影響，同時(shí)還應(yīng)具備限壓和過載保護(hù)功能，二是平衡機(jī)構(gòu)液控回路應(yīng)可以根據(jù)外載荷變化實(shí)時(shí)調(diào)整平衡力，同時(shí)根據(jù)旋扣轉(zhuǎn)速使動(dòng)力鉗隨鉆桿同步上、下移動(dòng)，另外還需在任意高度位置鎖緊;

(3) 仿真分析表明，本研究提出的旋扣液控回路設(shè)計(jì)能夠滿足旋扣控制要求，當(dāng)油缸的輸出力與外載荷接近時(shí)，可使動(dòng)力鉗處于近似平衡浮動(dòng)狀態(tài)，這樣在抵消了外載荷作用的同時(shí)，動(dòng)力鉗還能隨著螺紋的旋轉(zhuǎn)與鉆桿同步上、下移動(dòng)，從而有效地保護(hù)螺紋。