頁(yè)巖氣旋轉(zhuǎn)式井壁取心器轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與優(yōu)化*

朱維兵 龐青松 張朝界

(1. 西華大學(xué) 2. 四川航天烽火伺服控制技術(shù)有限公司)

0 引 言

在頁(yè)巖氣的勘探開采過(guò)程中，取心是核心技術(shù)之一。川渝地區(qū)頁(yè)巖層經(jīng)歷了強(qiáng)烈的后期改造，地質(zhì)條件相對(duì)復(fù)雜，頁(yè)巖分布不穩(wěn)定，呈現(xiàn)較強(qiáng)的各向異性特征。頁(yè)巖氣井水平段長(zhǎng)達(dá)1 000～2 000 m，常規(guī)的鉆桿和連續(xù)管送入方式難以將取心儀器準(zhǔn)確下入到取心位置，且鉆完井工作難度高、耗時(shí)長(zhǎng)、花費(fèi)大。針對(duì)川渝地區(qū)頁(yè)巖氣長(zhǎng)水平段取心困難問(wèn)題，筆者所在研究團(tuán)隊(duì)首次將井下爬行器與旋轉(zhuǎn)式井壁取心儀器相結(jié)合，設(shè)計(jì)了一種集爬行、定位、推靠、取心、儲(chǔ)樣和解卡等功能于一體的頁(yè)巖氣旋轉(zhuǎn)式井壁取心器。該取心器采用模塊化設(shè)計(jì)，可完成水平井和大位移井的長(zhǎng)水平段取心作業(yè)[1]。轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)作為頁(yè)巖氣旋轉(zhuǎn)式井壁取心器各模塊的連接轉(zhuǎn)向裝置，其性能決定了整個(gè)取心器的過(guò)彎通過(guò)能力。

現(xiàn)役的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)主要有剛性和柔性兩種連接方式。柔性轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)時(shí)雖有一定的減震能力，但是運(yùn)動(dòng)具有不穩(wěn)定性，不適用于本取心器；剛性連接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)在作為固定聯(lián)軸器的同時(shí)，還提供傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩，整體結(jié)構(gòu)穩(wěn)定，可提高過(guò)彎能力。目前，剛性連接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)主要采用3個(gè)自由度的球面轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)構(gòu)，雖然能夠繞3個(gè)方向轉(zhuǎn)動(dòng)，但是軸向負(fù)載量偏小[2]。侯雨雷等[3]在剛性連接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的基礎(chǔ)上提出了3-PSS/S新型轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，該轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)利用電機(jī)控制的滾珠絲杠提供動(dòng)力，可以控制關(guān)節(jié)機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)動(dòng)，也能承受軸向負(fù)載，但由于運(yùn)動(dòng)方式是直線，增加了整個(gè)機(jī)構(gòu)的長(zhǎng)度，而且采用電機(jī)控制，增加了控制成本[4]。邵宏政[5]申請(qǐng)的專利“萬(wàn)向節(jié)連接裝置”采用剛性連接，能實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)彎要求，但是容易傳遞震動(dòng)等不利因素，而且在高溫高壓的石油井環(huán)境中一旦因?yàn)樾×慵蓜?dòng)而導(dǎo)致萬(wàn)向節(jié)脫落，將推遲取心器的工作時(shí)間。蔣宇晨等[6]申請(qǐng)的專利產(chǎn)品采用空心橡膠桿作為上、下平臺(tái)的連接件，存在橡膠易老化、不耐高溫及使用壽命短等問(wèn)題。高勝等[7]申請(qǐng)的專利“井下牽引器定位與連接機(jī)構(gòu)”可以實(shí)現(xiàn)上、下平臺(tái)姿態(tài)的精準(zhǔn)調(diào)整和控制，連接機(jī)構(gòu)通過(guò)液壓缸驅(qū)動(dòng)，不適用于下井時(shí)在造斜段連續(xù)爬行的要求。為此，筆者擬設(shè)計(jì)一種新型轉(zhuǎn)向連接機(jī)構(gòu)，以期把取心器的各模塊有效地連接，并且有較為強(qiáng)勁的過(guò)彎能力，可防止卡阻現(xiàn)象。

1 頁(yè)巖氣旋轉(zhuǎn)式取心器總體方案設(shè)計(jì)

隨著近幾年對(duì)川渝地區(qū)頁(yè)巖油氣資源的勘測(cè)，其油氣井逐漸發(fā)展為具有1 000～2 000 m的長(zhǎng)水平段，直徑150～300 mm的水平井。為了能夠順利進(jìn)入水平井中完成取心工作，取心器長(zhǎng)度需要控制在7 m左右，直徑小于150 mm；取心器在水平段爬行速度要大于560 m/h，以節(jié)省通過(guò)時(shí)間；負(fù)載能力要大，能夠克服井下阻力并運(yùn)輸取心儀器進(jìn)行工作；取心器在井下工作段深度達(dá)到3 000～4 000 m，井下壓力將達(dá)到60 MPa，溫度達(dá)到60～100 ℃，而且井下可能有多種物質(zhì)混合的油漿，因此要求各機(jī)構(gòu)具有一定的剛度且密封性能好。

取心器采用模塊化設(shè)計(jì)，由爬行短節(jié)、扶正短節(jié)、推靠鎖緊短節(jié)、轉(zhuǎn)向節(jié)、取心和液壓控制模塊等組成，總體方案如圖1所示。扶正短節(jié)由4對(duì)扶正臂提供扶正力以保證取心器的運(yùn)動(dòng)姿態(tài)；爬行短節(jié)由爬行輪提供驅(qū)動(dòng)力帶動(dòng)整個(gè)取心器前進(jìn)，爬行輪呈對(duì)稱布置，可以有效規(guī)避障礙物；端部設(shè)置有電纜接頭及電路部分，用于控制取心器；推靠短節(jié)對(duì)稱布置，在取心儀器工作前，推靠短節(jié)負(fù)責(zé)將取心器推靠到井壁一側(cè)進(jìn)行固定，在爬行過(guò)程中推靠短節(jié)處于未展開狀態(tài)存放于推靠節(jié)中；各模塊間用轉(zhuǎn)向節(jié)(轉(zhuǎn)向裝置)連接，能夠提高過(guò)彎能力，有效防止取心器出現(xiàn)卡阻現(xiàn)象。張朝界[8]使用Solidworks軟件模擬實(shí)際工況，建立了頁(yè)巖氣水平井和取心器的三維模型，利用ADAMS虛擬樣機(jī)仿真技術(shù)對(duì)整個(gè)取心器的爬行能力、過(guò)彎能力、負(fù)載能力和越障能力等進(jìn)行了計(jì)算機(jī)模擬分析，結(jié)果均滿足設(shè)計(jì)要求。

鑒于篇幅原因，有關(guān)內(nèi)容沒(méi)在本文中呈現(xiàn)，本文側(cè)重于介紹轉(zhuǎn)向連接機(jī)構(gòu)的創(chuàng)新設(shè)計(jì)和過(guò)彎能力的優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1、9— 扶正短節(jié)；2、8—爬行短節(jié)；3、7—轉(zhuǎn)向節(jié)；4、6—推靠短節(jié)；5—取心儀器；10—電纜接頭。

2 轉(zhuǎn)向連接機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

2.1 方案選擇

因所設(shè)計(jì)的取心器是在水平井爬行器上集成了取心工具，整體較長(zhǎng)，所以其軸向長(zhǎng)度對(duì)井下過(guò)彎能力有很大的影響。采用串聯(lián)構(gòu)成方式，雖然簡(jiǎn)化了取心器的連接方式，但是增加了整體長(zhǎng)度，不利于通過(guò)小曲率井；并且由于在過(guò)彎時(shí)有徑向轉(zhuǎn)彎和軸向的爬行負(fù)載，所以需要有徑向轉(zhuǎn)彎能力和一定的軸向負(fù)載能力。針對(duì)取心器在彎曲段的通過(guò)能力，筆者設(shè)計(jì)了一種新型轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)(見圖2)串聯(lián)在爬行短節(jié)和推靠短節(jié)之間，在取心器通過(guò)彎曲段時(shí)，利用轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的可彎曲性，可以有效提高取心器的過(guò)彎能力；同時(shí)可以承受串聯(lián)機(jī)構(gòu)的輕微彎曲和軸向負(fù)載能力。

該轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)由一個(gè)胡克鉸鏈中心連接，具有一定的軸向承載能力，同時(shí)還可以繞各方向旋轉(zhuǎn)；四周布置4組球面副，每個(gè)球面副的中心由移動(dòng)副和彈簧連接。

圖2 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.2 Schematic diagram of the steering mechanism

2.2 受力分析

在對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析時(shí)，需要考慮兩種情況：一種是轉(zhuǎn)向節(jié)上端平臺(tái)和下端平臺(tái)平行時(shí)，上端平臺(tái)受到外部拉力，整個(gè)取心器保持直線狀態(tài)，四周的4對(duì)球面副在中心移動(dòng)副鏈接的情況下沒(méi)有受到轉(zhuǎn)矩作用，僅為中心鉸鏈?zhǔn)艿酱笮∠嗤睦ψ饔?，受力如圖3a所示；另一種是轉(zhuǎn)向節(jié)有一定轉(zhuǎn)角，整個(gè)取心器處于過(guò)彎狀態(tài)，此時(shí)上端平臺(tái)受到外部拉力，四周的4對(duì)球面副在外部拉力作用下有一定轉(zhuǎn)向，導(dǎo)致移動(dòng)副受壓或受拉而滑動(dòng)，受力如圖3b所示。

圖3 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)力學(xué)模型Fig.3 Mechanical model of the steering mechanism

圖3a中所受外載荷作用較為簡(jiǎn)單，在此不作分析，這里主要對(duì)圖3b中的受力情況進(jìn)行分析。將力簡(jiǎn)化到中心鉸鏈上，表示為受到一定拉力F，利用拆桿法建立機(jī)構(gòu)的靜力學(xué)平衡方程，考慮構(gòu)件彈性，完成機(jī)構(gòu)的靜力學(xué)分析[9-10]。將力F進(jìn)行正交分解，然后使用拆桿法拆分轉(zhuǎn)向節(jié)各連接件，即可分別建立各構(gòu)件的力平衡方程。當(dāng)受到端面法向載荷時(shí)，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中心十字軸受力較大，周圍滑塊基本不受力，此時(shí)只需要對(duì)十字軸進(jìn)行受力分析即可；當(dāng)受到端面載荷為轉(zhuǎn)矩時(shí)，4個(gè)滑塊都有受力，此時(shí)受力較為復(fù)雜。但由于本轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)主要承受載荷力，不傳遞取心器的轉(zhuǎn)矩，所以在進(jìn)行受力分析時(shí)只需要考慮外載荷為純力的情況。

當(dāng)受到端面法向載荷時(shí)，十字軸及兩組軸頸上的受力情況如圖4所示。

由靜力學(xué)平衡原理有：

(1)

式中：Fox、Foy、Foz分別為拉力F的分力，N；Fi1、Fp2、Fq3分別為軸頸所受力的分力，N。

2.3 彈簧選型

由于在轉(zhuǎn)向節(jié)的移動(dòng)副中，彈簧主要起支撐滑塊的作用，不傳遞軸向拉力和徑向轉(zhuǎn)矩，所以只需要選擇普通壓縮彈簧即可。查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[11]，并根據(jù)支鏈滑槽深度及大小，選擇彈簧參數(shù)如表1所示。

圖4 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)各零件受力圖Fig.4 Force diagram of each part of the steering mechanism

表1 彈簧基本參數(shù)Table 1 Basic parameters of spring

3 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)過(guò)彎優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 工作空間分析

轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)屬于空間支鏈結(jié)構(gòu)，每個(gè)支鏈具有一定的空間轉(zhuǎn)向能力，在取心器過(guò)彎時(shí)可以使機(jī)構(gòu)有一定的折彎效果，提高過(guò)彎能力，但是這些支鏈的相對(duì)運(yùn)動(dòng)可能會(huì)發(fā)生干涉，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)在空間上因?yàn)楦缮娑霈F(xiàn)卡阻現(xiàn)象，破壞取心器的轉(zhuǎn)向能力，所以需要對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行空間幾何干涉分析。將轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中間十字軸中心點(diǎn)設(shè)定為坐標(biāo)原點(diǎn)，端面法向?yàn)閆軸方向，OXY平面與下端平臺(tái)平行，建立三維坐標(biāo)系。已知上端平臺(tái)距下端平臺(tái)高度為h，4對(duì)滑塊距中心點(diǎn)距離為r，則上、下端面平臺(tái)的空間坐標(biāo)分別為：

(2)

(3)

已知轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的上、下平臺(tái)法線可偏轉(zhuǎn)角度為λ，考慮到上端平臺(tái)在法線方向的可偏轉(zhuǎn)性，根據(jù)動(dòng)靜平臺(tái)的坐標(biāo)確定上端平臺(tái)的偏轉(zhuǎn)空間，該空間即為運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的工作空間，如圖5所示。如果取心器在轉(zhuǎn)彎時(shí)超過(guò)此工作空間，則轉(zhuǎn)向節(jié)就會(huì)發(fā)生干涉現(xiàn)象導(dǎo)致取心器卡阻，因此需要避免此情況。

圖5 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)幾何尺寸示意圖Fig.5 Schematic diagram of the movement geometry of the steering mechanism

由幾何關(guān)系可得：

(4)

(5)

式中：r是上、下端面半徑，mm；Zh是有效工作高度，mm；h是上、下端面平臺(tái)距離，mm；R是有效工作半徑，mm；λ為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角，(°)。

聯(lián)立式(4)和式(5)，可得到工作空間的半徑函數(shù)關(guān)系及空間高度，其中高度表達(dá)式為：

Zh=2rsinλ

(6)

代入數(shù)據(jù)可得Zh=11.75 mm，R=48.86 mm。

根據(jù)計(jì)算的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)工作空間及力學(xué)計(jì)算，可確定轉(zhuǎn)向裝置的整體尺寸及三維模型，如圖6所示，裝配簡(jiǎn)圖如圖7所示。

圖6 轉(zhuǎn)向裝置三維模型Fig.6 Three-dimensional model of the steering device

1—螺紋端蓋；2、4—球鉸鏈；3—壓縮彈簧；5、6、8、9—工作平臺(tái)；7—十字軸。

3.2 過(guò)彎能力提升分析

取心器在到達(dá)水平井前，需要經(jīng)過(guò)一個(gè)有一定曲率半徑的造斜井，由于取心器的長(zhǎng)度特性，在經(jīng)過(guò)造斜段時(shí)，其長(zhǎng)度和外徑需要達(dá)到一定的要求才能通過(guò)，所以必須對(duì)取心器的過(guò)彎能力進(jìn)行分析，普通取心器過(guò)彎能力示意圖如圖8所示。

圖8 取心器過(guò)彎能力示意圖Fig.8 Schematic diagram of the bend pass capability of the coring device

由幾何關(guān)系可得：

(7)

式中：LZ為取心器軸向長(zhǎng)度，mm；RQ為造斜段的曲率半徑，mm；d為取心器直徑，mm；D為井徑，mm。

對(duì)式(7)進(jìn)行化簡(jiǎn)，得到取心器直徑的函數(shù)關(guān)系式：

(8)

造斜段轉(zhuǎn)角為：

(9)

式(8)即為取心器軸向長(zhǎng)度與井徑D及曲率半徑RQ的函數(shù)關(guān)系。當(dāng)取心器直徑d=90 mm時(shí)，相關(guān)結(jié)果如表2所示。

表2 取心器軸向長(zhǎng)度與曲率半徑的關(guān)系Table 2 The relationship between the axial length of the coring tool and the radius of curvature

取心器軸向尺寸、曲率半徑和水平井井徑的相互關(guān)系如圖9所示。由圖9可知：在相同條件的水平井井徑下，曲率半徑與取心器能夠通過(guò)的長(zhǎng)度呈正相關(guān)關(guān)系；由表2可以看出：在相同曲率半徑下，井徑與取心器可通過(guò)的長(zhǎng)度也呈正相關(guān)關(guān)系；在沒(méi)有轉(zhuǎn)向節(jié)模塊時(shí)，取心器在小井徑曲率井(RQ=5 m，D=150 mm)中的有效通過(guò)長(zhǎng)度僅有1.556 m；在曲率半徑達(dá)到50 m時(shí)有效通過(guò)長(zhǎng)度為4.901 m，這遠(yuǎn)遠(yuǎn)達(dá)不到取心器的軸向長(zhǎng)度要求。

圖9 取心器軸向尺寸、曲率半徑和水平井井徑的相互關(guān)系Fig.9 The relationship between the axial size of the coring tool and the radius of curvature

經(jīng)過(guò)分析對(duì)比，取心器在集成取心工具的同時(shí)會(huì)增加長(zhǎng)度，其總長(zhǎng)度達(dá)到7.9～11.0 m，如果該取心器進(jìn)入了小曲率半徑的水平井時(shí)，會(huì)發(fā)生卡阻現(xiàn)象而無(wú)法通過(guò)曲率井段。因此，采用模塊化方式優(yōu)化取心器，取心器被轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)分為前、中、后3段，相鄰兩段由轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)連接，則優(yōu)化后的取心器過(guò)彎能力示意圖如圖10所示。

圖10 優(yōu)化后的取心器過(guò)彎能力示意圖Fig.10 Schematic diagram of the bend pass capacity of the optimized coring tool

圖10中：L1、L2、L3分別為取心器前、中、后3段長(zhǎng)度，mm；λ1、λ2為不同井段轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角，(°)；L′為優(yōu)化前爬行器前段軸向長(zhǎng)度，mm；α′為造斜井段轉(zhuǎn)角，(°)。

由圖10可以看出，優(yōu)化后爬行器前段正在通過(guò)曲率段，中間段剛好進(jìn)入造斜段，后段還處于豎直井狀態(tài)，可見在通過(guò)相同曲率井段情況下，優(yōu)化后的取心器有效長(zhǎng)度增加了，并且3段長(zhǎng)度L1、L2、L3的大小對(duì)可通過(guò)性都有較大的影響。

由幾何關(guān)系分析，可得到取心器長(zhǎng)度的幾何函數(shù)關(guān)系：

(10)

(11)

將原爬行器總長(zhǎng)度平分為3段，由圖10可知，3L′=3L2=LZ。已知爬行器前段和后段為對(duì)稱的爬行扶正結(jié)構(gòu)，其長(zhǎng)度相等，即L1=L3，則爬行器總長(zhǎng)度LP=2L1+L2，轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角λ1=λ2=λ。保持爬行器及水平井管條件D、d、RQ與優(yōu)化前爬行器尺寸一致。整理式(10)和式(11)可以得到取心器長(zhǎng)度的函數(shù)關(guān)系式，計(jì)算出取心器的最大通過(guò)長(zhǎng)度范圍，結(jié)果如表3所示。

表3 優(yōu)化后取心器軸向長(zhǎng)度與曲率半徑的關(guān)系Table 3 The relationship between the axial length of the coring tool and the radius of curvature after optimization

表3是有轉(zhuǎn)向節(jié)的取心器在相同曲率半徑井中最大通過(guò)長(zhǎng)度。從表3可以看到，取心器在曲率半徑為20 m、井徑為150 mm時(shí)有效通過(guò)長(zhǎng)度為10.358 m(優(yōu)化前僅為3.102 m)。已知取心器所需總長(zhǎng)度為7 m左右，說(shuō)明優(yōu)化后爬行器可通過(guò)曲率半徑為20 m、井徑為150 mm的彎曲井。

將優(yōu)化前、后取心器軸向長(zhǎng)度與曲率半徑做對(duì)比，可得到如圖11所示的關(guān)系曲線。

圖11 優(yōu)化前、后取心器軸向長(zhǎng)度與曲率半徑的關(guān)系Fig.11 The relationship between the axial length of the coring tool and the radius of curvature before and after optimization

從圖11可以看出，優(yōu)化后取心器可通過(guò)長(zhǎng)度大大增加，整體趨勢(shì)呈上升狀態(tài)，且各井徑下的可通過(guò)長(zhǎng)度均比優(yōu)化前大，說(shuō)明轉(zhuǎn)向節(jié)可大大增強(qiáng)取心器的過(guò)彎能力。

4 結(jié) 論

(1)根據(jù)取心器的工作要求，設(shè)計(jì)了一種新型連接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。該機(jī)構(gòu)具有一定的減振效果，可以減小不同短節(jié)振動(dòng)的相互影響，減小振動(dòng)噪聲對(duì)設(shè)備的干擾，緩沖一定程度的振動(dòng)沖擊。

(2)在相同條件的水平井徑下，曲率半徑與取心器能夠通過(guò)的長(zhǎng)度呈正相關(guān)關(guān)系；在相同曲率半徑下，井徑與取心器可通過(guò)的長(zhǎng)度也呈正相關(guān)關(guān)系。在沒(méi)有轉(zhuǎn)向節(jié)模塊時(shí)，取心器在小井徑曲率井(曲率半徑=5 m，井徑150 mm)中的有效通過(guò)長(zhǎng)度僅有1.556 m；在曲率半徑達(dá)到50 m時(shí)有效通過(guò)長(zhǎng)度為4.901 m，這遠(yuǎn)遠(yuǎn)達(dá)不到取心器的軸向長(zhǎng)度要求。

(3)以通過(guò)能力最大為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)取心器的模塊化尺寸進(jìn)行優(yōu)化，當(dāng)曲率半徑為20 m、井徑為150 mm時(shí)有效通過(guò)長(zhǎng)度為10.358 m(優(yōu)化前僅為3.102 m)，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過(guò)取心器軸向長(zhǎng)度7 m的要求，說(shuō)明優(yōu)化后取心器能夠通過(guò)曲率半徑為20 m、井徑為150 mm的水平井。優(yōu)化后取心器可通過(guò)長(zhǎng)度大為增加，整體趨勢(shì)呈上升狀態(tài)，且各井徑下的可通過(guò)長(zhǎng)度均比優(yōu)化前大，說(shuō)明轉(zhuǎn)向裝置可大大增強(qiáng)取心器的過(guò)彎能力。