шпиндель забойного двигателя

Формула изобретения

Шпиндель забойного двигателя, включающий вал со сквозным осевым каналом, установленный в корпусе с возможностью осевого перемещения в пределах гарантированного люфта на радиальных опорах и на расположенной между ними многоступенчатой пяте, состоящей из дисков с подводящими гидравлическими каналами и проточных подпятников, резиновые элементы которых имеют кольцевые камеры, образующие с дисками упорные гидростатические подшипники, отличающийся тем, что вал установлен на трех уплотненных радиальных опорах, а осевая пята разделена средней радиальной опорой на нижнюю и верхнюю секции для восприятия осевой нагрузки на вал сверху вниз и снизу вверх соответственно, на наружной поверхности вала выполнены глухие продольные пазы, гидравлически сообщающие раздельно полость над верхней радиальной опорой с подводящими каналами дисков верхней секции пяты и полость над средней радиальной опорой с подводящими каналами дисков нижней секции пяты, в осевом канале вала установлен сменный дроссель для создания перепада давления между полостью над верхней радиальной опорой и полостью над нижней радиальной опорой в соответствии с ожидаемой гидравлической нагрузкой на пяту в пусковом режиме забойного двигателя, при этом полость над нижней радиальной опорой гидравлически сообщена с осевым каналом вала ниже дросселя.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к буровой технике, а именно к забойным двигателям для бурения скважин.

Известен шпиндель забойного двигателя, включающий верхнюю и нижнюю радиальные опоры и расположенную между ними многоступенчатую резинометаллическую пяту (Балденко Д.Ф., Балденко Ф.Д., Гноевых А.Н. Одновинтовые гидравлические машины: в 2-х т. - М.: ООО "ИРЦ Газпром" - 2007. - Т.2. Винтовые забойные двигатели. С.79-80).

Недостатком устройства является высокий момент трения в резинометаллических парах пяты, особенно в момент запуска двигателя (момент страгивания вала). При высокооборотном бурении в результате гидродинамического эффекта момент трения существенно снижается. В настоящее время основной объем буровых работ выполняется при средних и низких частотах вращения вала двигателя, гидродинамический эффект при которых существенно ниже, чем при высоких частотах вращения.

Известен шпиндель забойного двигателя, включающий многорядную осевую опору качения, момент трения в которой кратно ниже, чем в резинометаллической пяте. Однако в процессе изнашивания момент трения в опоре монотонно растет и стремится по величине к моменту трения резинометаллической пяты, работающей при гидродинамическом режиме трения (Балденко Д.Ф., Балденко Ф.Д., Гноевых А.Н. Одновинтовые гидравлические машины: в 2-х т. - М.: ООО "ИРЦ Газпром" - 2007. - Т.2. Винтовые забойные двигатели. С.81-84 и 292-297).

Недостатками многорядной осевой опоры качения являются нестабильность ее работы, низкая долговечность и высокая жесткость конструкции (неспособность демпфировать колебания нагрузки).

Наиболее близким техническим решением к заявляемому изобретению является шпиндель забойного двигателя, имеющий осевую гидростатическую опору (пяту), гидростатический эффект в которой создается за счет перепада давления на долоте. Шпиндель забойного двигателя включает вал со сквозным осевым каналом, установленный в корпусе с возможностью осевого перемещения в пределах гарантированного люфта на радиальных опорах и на расположенной между ними многоступенчатой пяте, состоящей из дисков с подводящими гидравлическими каналами и проточных подпятников, резиновые элементы которых имеют кольцевые камеры, образующие с дисками упорные гидростатические подшипники (Авт. свид. СССР № 415348, М.кл. E21B 3/12. Шпиндель забойного двигателя / А.Н.Попов, А.И.Спивак, Г.И.Васильев, Б.Н.Трушкин, Н.М.Филимонов, Е.В.Столяров, М.К.Латыпов. Заявлено 17.05.1972 г., заявка № 1785223/22-03. Прототип). В пусковом режиме работы забойного двигителя на пяту действует гидравлическая нагрузка сверху вниз, а при установившемся режиме работы осевая нагрузка на породоразрушающий инструмент может превысить гидравлическую, и результирующая нагрузка на пяту будет действовать снизу вверх. При этом переключение направления действия гидростатического эффекта осуществляется за счет шариков, размещенных в полостях подводящих каналов дисков. Гидростатические осевые подшипники имеют высокую грузоподъемность и износостойкость и сочетают в себе достоинства как резинометаллических подшипников, работающих в режиме жидкостного трения, так и подшипников качения.

Недостатками прототипа являются зависимость гидростатического эффекта от перепада давления на долоте и невозможность регулировать избыточное давление в гидростатических подшипниках в соответствии с ожидаемой гидравлической нагрузкой на пяту. Наличие песка в промывочной жидкости делает ненадежным переключение направления гидростатического эффекта с помощью шариков. Кроме того, для создания существенного гидростатического эффекта необходим весьма высокий расход промывочной жидкости через опоры шпинделя, которая не участвует в промывке забоя скважины. Это отрицательно влияет на показатели работы долот. Последний вывод был сделан на основе стендовых испытаний гидростатического подшипника, результаты которых будут рассмотрены при описании работы предлагаемого шпинделя.

Изобретение решает техническую задачу обеспечения гидростатического эффекта в осевой опоре шпинделя в соответствии с ожидаемой гидравлической нагрузкой на нее независимо от перепада давления на породоразрушающем инструменте, улучшения пусковой характеристики забойного двигателя и повышения его износостойкости и коэффициента полезного действия путем снижения потерь на трение в пяте.

Указанная задача решается тем, что в шпинделе забойного двигателя, включающем вал со сквозным осевым каналом, установленный в корпусе с возможностью осевого перемещения в пределах гарантированного люфта на радиальных опорах и на расположенной между ними многоступенчатой пяте, состоящей из дисков с подводящими гидравлическими каналами и проточных подпятников, резиновые элементы которых имеют кольцевые камеры, образующие с дисками упорные гидростатические подшипники, согласно изобретению вал установлен на трех уплотненных радиальных опорах, а осевая пята разделена средней радиальной опорой на нижнюю и верхнюю секции для восприятия осевой нагрузки на вал сверху вниз и снизу вверх соответственно, на наружной поверхности вала выполнены глухие продольные пазы, гидравлически сообщающие раздельно полость над верхней радиальной опорой с подводящими каналами дисков верхней секции пяты и полость над средней радиальной опорой с подводящими каналами дисков нижней секции пяты, в осевом канале вала установлен сменный дроссель для создания перепада давления между полостью над верхней радиальной опорой и полостью над нижней радиальной опорой в соответствии с ожидаемой гидравлической нагрузкой на пяту в пусковом режиме забойного двигателя, при этом полость над нижней радиальной опорой гидравлически сообщена с осевым каналом вала ниже дросселя.

Сопоставительный анализ с прототипом показывает, что заявляемый шпиндель отличается от него тем, что вал установлен на трех уплотненных радиальных опорах, а осевая пята разделена средней радиальной опорой на нижнюю и верхнюю секции для восприятия осевой нагрузки на вал сверху вниз и снизу вверх соответственно, на наружной поверхности вала выполнены глухие продольные пазы, гидравлически сообщающие раздельно полость над верхней радиальной опорой с подводящими каналами дисков верхней секции пяты и полость над средней радиальной опорой с подводящими каналами дисков нижней секции пяты, в осевом канале вала установлен сменный дроссель для создания перепада давления между полостью над верхней радиальной опорой и полостью над нижней радиальной опорой в соответствии с ожидаемой гидравлической нагрузкой на пяту в пусковом режиме забойного двигателя, при этом полость над нижней радиальной опорой гидравлически сообщена с осевым каналом вала ниже дросселя.

Предлагаемый шпиндель забойного двигателя показан на фиг.1, 2, и 3.

На фиг.1 шпиндель изображен в состоянии при отсутствии реакции забоя скважины, а также в случаях, когда осевая нагрузка на долото меньше гидравлической нагрузки на вал, и вал находится в крайнем нижнем положении.

На фиг.2 шпиндель показан в состоянии, когда нагрузка на долото больше гидравлической нагрузки на вал 2, и он находится в крайнем верхнем положении.

На фиг.3 показано упрощенное устройство шпинделя для случая, когда он предназначен только для эксплуатации при нагрузках на долото меньших, чем гидравлическая нагрузка на вал, например, при эксплуатации с долотами, оснащенными алмазно-твердосплавным вооружением.

Шпиндель содержит корпус 1, вал 2 со сквозным осевым каналом и сменный дроссель 3. Диаметр d проходного канала дросселя 3 согласован с ожидаемой гидравлической нагрузкой на осевую опору шпинделя в режиме холостого хода (пуска двигателя). Осевая опора вала разделена на две секции. Нижняя секция предназначена для восприятия нагрузки сверху вниз и размещена между нижней 4 и средней 5 уплотненными радиальными опорами вала 2, а верхняя секция размещена между средней 5 и верхней 6 уплотненными радиальными опорами вала 2 и предназначена для восприятия нагрузки снизу вверх. Каждая секция представляет собой многоступенчатую гидростатическую пяту. Нижняя секция состоит из закрепленных на валу дисков 7, в которых выполнены подводящие каналы 8, выход из которых направлен вниз, и закрепленных в корпусе подпятников 9. Верхняя сторона каждого подпятника снабжена резиновыми элементами с гидростатическими кольцевыми камерами 10. Проточность подпятников обеспечивается сквозными отверстиями 11.

Верхняя секция пяты также состоит из закрепленных на валу дисков 12, в которых выполнены подводящие каналы 13, выход из которых направлен вверх, и закрепленных в корпусе подпятников 14. Нижняя сторона каждого подпятника снабжена резиновыми элементами с гидростатическими кольцевыми камерами 15. В теле всех подпятников, кроме верхнего, выполнены сквозные отверстия 16.

Диски отделены друг от друга втулками 17, при этом герметичность стыков обеспечивается затяжкой резьбового соединения вала 2 с полумуфтой 18. В верхних втулках каждой секции выполнены окна 19 и 20 для ввода жидкости в продольные глухие пазы 21 и 22. Паз 21 обеспечивает подвод жидкости к подводящим каналам 8 дисков нижней секции пяты, а паз 22 - к подводящим каналам 13 дисков верхней секции пяты. Полость над нижней радиальной опорой 4 сообщена окнами 23 с осевым каналом вала 2 ниже дросселя.

Шпиндель выполнен с первоначальным осевым люфтом h. Когда вал 2 находится в крайнем нижнем положении (см. фиг.1), люфты h между дисками 12 и подпятниками 14 и отверстия 16 в подпятниках обеспечивают подвод жидкости к полости над средней радиальной опорой с минимальным гидросопротивлением.

Когда нагрузка на долото больше гидравлической нагрузки на вал 2, то он находится в крайнем верхнем положении (см. фиг.2). В этом случае люфты h между дисками 7 и подпятниками 9 и отверстия 11 обеспечивают гидравлическое сообщение полости над средней радиальной опорой с осевым каналом вала 2 через окна 23 ниже дросселя 3.

Упрощенный шпиндель содержит только нижнюю секцию пяты (фиг.3). В этом случае шпиндель включает корпус 1, вал 2 и дроссель 3 с проходным диаметром d. Осевая опора вала (пята) размещена между уплотненными радиальными опорами 4 и 5 вала 2. Каждая ступень пяты состоит из закрепленных на валу дисков 7, в которых выполнены подводящие каналы 8, выход из которых направлен вниз, и закрепленных в корпусе подпятников 9. Верхняя сторона каждого подпятника снабжена резиновыми элементами с гидростатическими кольцевыми камерами 10, а нижняя сторона подпятников - резиновыми элементами обычных резинометаллических подшипников. В теле подпятников выполнены сквозные отверстия 11. Шпиндель выполнен также с первоначальным осевым люфтом h. Ступени пяты разделены втулками 17. В верхней втулке выполнено окно 19 для подвода жидкости через продольные пазы 21 к подводящим каналам 8. Полость над нижней радиальной опорой 4 сообщена окнами 23 с осевым каналом вала 2 ниже дросселя 3.

Особенности работы гидростатического подшипника в составе шпинделя забойного двигателя и подбор диаметра d проходного канала дросселя изучены экспериментально на стенде на базе станка ЗИФ-1200. Испытываемый подшипник включал диск 7 и подпятник 9 (см. фиг.1), по размерам соответствующие шпинделю диаметром 195 мм.

Опыты на стенде осуществлялись в следующей последовательности. Системой нагружения станка ЗИФ-1200 создавалась заданная осевая нагрузка F на подшипник, потом включался насос и создавалось заданное избыточное давление p на входе в подводящие каналы 8 диска 7, потом включалось вращение вала 2 с частотой вращения 67 об/мин. Измерялись крутящий момент (осциллографированием) и расход (Q) воды через подшипник. Все испытания проведены с промывкой водой. Осциллографирование позволило измерить крутящий момент в начале движения диска (момент страгивания) и в процессе его вращения. При обработке результатов измерений рассчитывались удельные моменты страгивания (М_уд.с) и движения (М _уд) как отношение измеренного момента к величина заданной осевой нагрузки (F). Кроме того, было рассчитано отношение (М _о) момента страгивания к моменту движения. Результаты опытов приведены в таблице 1.

Таблица 1
Результаты испытаний гидростатического подшипника
p, МПа	F, кН	Q, л/с	Мс, Н·м	M, Н·м	Мо	Mуд.с, Н·м/кН	Mуд , Н·м/кН
0	2	0	73			36,50
1	4	0,2	33	20	1,65	8,25	5,00
1	5	0,1	68	45	1,51	13,60	9,00
1	6	0	98	76	1,29	16,33	12,67
1	7	0	127	106	1,20	18,14	15,14
1,5	4	1,8	3,5	2	1,75	0,88	0,50
1,5	5	0,8	18	10	1,80	3,60	2,00
1,5	6	0,3	44	35	1,26	7,33	5,83
1,5	7	0	79	67	1,18	11,29	9,57
2	4	3,5	2,2	2	1,10	0,55	0,50
2	5	2,3	3,6	3	1,20	0,72	0,60
2	6	1,1	9,7	6	1,62	1,62	1,00
2	7	0,6	28	24	1,17	4,00	3,43
2,5	4	6,4		2			0,50
2,5	5	4,1		3			0,60
2,5	6	2,4		3			0,50
2,5	7	1,6		10			1,43

Из таблицы 1 видно, что наличие давления в гидростатической камере, равного 1 МПа, кратно снижает удельный момент страгивания даже при отсутствии расхода воды. По мере роста давления p и снижения нагрузки F увеличивается расход воды через подшипник и имеет место дальнейшее снижение удельных моментов. Это связано с тем, что происходит раскрытие щели между контактирующими поверхностями дисков и подпятников и постепенное увеличение ее ширины и соответствующее увеличения расхода воды, в результате чего режим граничного трения (Q=0) постепенно заменяется жидкостным (Q>0). Давление p, необходимое для обеспечения заданного расхода Q воды, зависит только от нагрузки на пяту F. Соответствующее уравнение регрессии имеет вид

где Q - расход воды, л/с. Коэффициент детерминации R²=0,97.

Крутящий момент страгивания больше момента движения в 1,2 1,8 раз, поэтому при выборе параметров гидростатической опоры в дальнейшем использовались только характеристики, полученные при страгивании диска (вала). Из гидравлики известно, что только достаточный расход жидкости обеспечивает полный переход к жидкостному трению. Поэтому результаты измерений моментов и расхода воды были выписаны из таблицы 1 отдельно и проранжированы относительно расхода воды. Результаты приведены в таблице 2.

Таблица 2
Величины М при разных значениях Q
Q, л/с	0,1	0,2	0,3	0,6	0,8	1,1	1,6	1,8	2,3	2,4	3,5	4,1	6,4
M c, Н·м	68	33	44	28	18	9,7		3,5	3,6		2,2
М, Н·м	45	20	35	24	10	6	10	2	3	3	2	3	2

Из таблицы 2 следует, что устойчивый режим жидкостного трения наблюдался только при расходах жидкости более 1,8 л/с. При этом средний момент трения уменьшился в среднем до 2,5 Н·м и соответствовал минимально возможному значению, независящему от нагрузки на пяту.

Шпиндель с резинометаллическими подшипниками содержит до 20 ступеней. Тогда требуемый расход воды для обеспечения жидкостного трения составит 1,8×20=36 л/с. Т.е. соответствует расходу всей рабочей жидкости через забойный двигатель. Поэтому шпиндель необходимо оснастить уплотненными радиальными опорами и отработанную в опорах жидкость возвращать во внутреннюю полость шпинделя ниже дросселя. Обеспечить жидкостное трение на всех режимах работы шпинделя не реально. Через пяту следует пропускать лишь часть промывочной жидкости, обеспечивающую необходимое снижение момента трения в пяте.

Для случая расчета расхода Q воды через одну ступень при выбранном значении удельного момента ее страгивания уравнение регрессии имеет вид

где M_уд.с - удельный момент, Н·м/кН. Коэффициент детерминации R²=0,99.

Например, требуется обеспечить M_уд.с таким же как и для подшипника качения, который по данным М.Т.Гусмана составляет около 6,7 Н·м/кН на одну ступень. Подставив это значение в формулу (2), получим, что необходимый расход воды через ступень составляет 0,31 л/с. При осевой силе F=10 кН на одну ступень давление p, рассчитанное по формуле (1), равно 2,9 МПа. Следовательно, поставленная задача вполне достижима.

Гидростатический эффект прямо пропорционален давлению p и рабочей площади гидростатического подшипника, которую можно принять прямо пропорциональной квадрату диаметра шпинделя, т.е. для другого диаметра D шпинделя

где p₁₉₅, d₁₉₅ , D₁₉₅ - параметры шпинделя диаметром 195 мм.

Шпиндель работает следующим образом. При подготовке к спуску в скважину определяется предварительная ожидаемая гидравлическая нагрузка F_n на одну ступень нижней секции осевой опоры в режиме холостого хода по величинам перепадов давления на забойном двигателе и долоте, принимается решение о величине M_уд.с , при которой легко запускается двигатель. По формуле (2) рассчитываются соответствующий расход жидкости Q через одну ступень пяты. По формуле (1) рассчитывается предварительная величина перепада давления p_n, обеспечивающего заданный расход Q жидкости. Уточняется величина нагрузки F с учетом найденного перепада давления. При уточненном расчете нагрузки F этот перепад давления суммируется с ожидаемым перепадом давления на долоте. По формуле (1) вычисляется уточненная величина перепада давления p_у. По формуле (3) определяется окончательная величина перепада p, согласованная с диаметром шпинделя. По величинам перепада давления p и расхода жидкости Q_д через дроссель, равного

где Q_н - суммарный расход промывочной жидкости; n - число ступеней нижней секции осевой опоры шпинделя, подбирается диаметр d проходного канала дросселя. Выбранный дроссель устанавливается в осевом канале шпинделя.

После спуска инструмента в скважину включается буровой насос. Вал 2 займет нижнее крайнее положение. При этом между дисками 12 и подпятниками 14 верхней секции образуется зазор, равный величине осевого люфта h. Диски нижней секции прилегают к подпятникам и делают шпиндель практически непроточным. При дальнейшей подаче промывочной жидкости дроссель создает перепад давления p между полостями над верхней и нижней радиальными опорами шпинделя. Давление жидкости передается через окно 20, продольные пазы 22, подводящие каналы 13 и зазоры h верхней секции пяты к входному окну 19, продольным пазам 21 и через подводящие каналы 8 - к гидростатическим камерам 10 нижней секции пяты. Под действием этого давления происходит гидростатическая разгрузка осевых подшипников нижней секции пяты шпинделя и забойный двигатель легко запускается.

По мере увеличения нагрузки на долото снижается осевая нагрузка на осевую опору шпинделя, в результате чего увеличивается расход жидкости через подшипники нижней секции осевой опоры шпинделя, а расход жидкости через дроссель соответственно уменьшается. При этом уменьшается перепад давления на дросселе, т.е. происходит саморегулирование величины гидростатического эффекта и перепада давления на дросселе. Если рабочая осевая нагрузка на долото превышает гидравлическую нагрузку на шпиндель, то вал шпинделя займет верхнее крайнее положение, переместившись вверх на величину осевого люфта h (см. фиг.2).

Осевую нагрузку будут воспринимать подшипники верхней секции пяты шпинделя, а между дисками 7 и подпятниками 9 нижней секции образуется зазор, равный осевому люфту h, который обеспечит свободный сброс промывочной жидкости из полости нижней секции пяты шпинделя через окна 23 в осевой канал вала ниже дросселя 3. Прилегание дисков 12 к резиновым элементам подпятников 14 делает верхнюю секцию пяты шпинделя практически непроточной. При этом перепад давления на дросселе 3 через окно 19, продольные пазы 22 и подводящие каналы 13 передается в гидростатические камеры 15. Под действием этого перепада давления происходит гидростатическая разгрузка осевых подшипников верхней секции пяты шпинделя и забойный двигатель продолжает работать при низких потерях на трение в осевой опоре. При этом, чем больше нагрузка на долото, а соответственно и на осевую опору, тем меньше расход жидкости через осевые подшипники и тем больше перепад давления, создающий гидростатический эффект. Резиновые элементы подпятников и имеющиеся в них гидростатические камеры эффективно амортизируют колебания осевой нагрузки на шпиндель и соответственно на долото, что способствует повышению их долговечности.

Выполнение шпинделя забойных двигателей в соответствии с предложенным техническим решением позволит существенно повысить демпфирующую способность пяты, снизить потери на трение и соответственно повысить долговечность шпинделя.