连续循环系统旋扣液控回路设计与分析

2020-03-13

液压与气动 2020年3期

(中国石油集团工程技术研究院有限公司，北京 102206)

引言

连续循环系统关键技术之一是在高压腔体内完成钻杆接头的上卸扣操作。与常规上卸扣作业环境不同，由于高压腔内存在钻井液压力，钻杆将承受很大的上顶力，若上卸扣时未平衡此上顶力，则接头螺纹面就会形成很大的接触压力，必然导致螺纹加速磨损失效。因此在上卸扣过程中，必须对螺纹面上的载荷进行控制，将螺纹面上的接触压力控制在合理的范围内，以减小螺纹磨损，提高使用寿命。根据连续循环系统上卸扣操作步骤，对上卸扣控制要求进行分析，在此基础上制定了相应的液控回路方案，并建立仿真模型，为连续循环系统上卸扣控制提供科学参考。

1 上卸扣步骤与控制要求

连续循环系统上卸扣装置由动力钳、平衡机构和背钳组成，如图1所示[1-2]。上卸扣基本步骤[3]包括：

(1) 上卸扣前，用动力钳夹紧机构夹紧上部钻杆本体，背钳夹紧下部钻杆母接头；

(2) 卸扣时，先用动力钳紧崩扣机构崩开第一扣，然后启动旋扣机构反向旋转上部钻杆，与此同时，利用平衡机构平衡钻井液上顶力作用，并使动力钳随上部钻杆同步向上移动，在旋扣机构和平衡机构联合驱动下，上部钻杆的公接头与下部钻杆的母接头完全分离，至此完成卸扣操作；

(3) 上扣时，先用旋扣机构正向旋转上部钻杆，平衡机构克服钻井液上顶力作用驱动动力钳下放上部钻杆，在旋扣机构与平衡机构联合驱动下，上部钻杆的公接头与下部钻杆的母接头旋合，在旋合过程中，利用平衡机构使动力钳随上部钻杆同步向下移动，接头旋紧后用紧崩扣机构上紧最后一扣，至此完成上扣操作。

图1 连续循环系统上卸扣装置

相比紧扣和崩扣，旋扣运动的控制要求最高，尤其是在螺纹开始旋合或即将旋离时，由于螺纹接触面积有限，此时若控制不当，将会使螺纹承受很大的接触压力，导致螺纹迅速磨损失效，极易形成安全隐患。旋扣运动控制的关键点主要包括两方面：一是运动同步控制，即旋扣时必须使动力钳随着接头螺纹的旋转与钻杆同步上、下移动，避免因运动干涉导致螺纹损伤；二是载荷平衡控制，即旋扣时必须主动平衡钻井液上顶力作用，将接头螺纹承受的上顶力控制在合理的范围内，减缓螺纹磨损。

综上所述，旋扣是上卸扣操作中最为重要的一环，直接决定上卸扣的质量和成败，而且需要由旋扣机构和平衡机构协同完成，控制难度较大。为实现在高压腔内完成接头旋扣操作并有效保护螺纹，旋扣机构和平衡机构必须满足以下控制要求：

(1) 旋扣机构可以驱动钻杆正向和反向旋转；可以实时调整钻杆转速，并且不受负载影响；具备限压和过载保护功能;

(2) 平衡机构可以根据外载荷变化实时调整平衡力；可以根据旋扣转速使动力钳随钻杆同步上、下移动；可以在任意高度位置锁紧动力钳。

2 旋扣液控回路设计

根据旋扣控制要求，拟定了旋扣液控回路方案，包括旋扣机构液控回路和平衡机构液控回路两部分，如图2所示[4-5]。

图2 旋扣液控回路

旋扣机构的液控回路见图2左半部分所示，执行器为4个低速大扭矩马达，回路中配置了比例换向阀、压差补偿器、比例减压阀以及压力和转速传感器等。比例换向阀可以无级调整阀口开度，由于压差补偿器的作用，比例换向阀阀口两端压差保持恒定，因此通过控制比例换向阀的阀口开度就能无级调整供油流量，配合转速传感器，可以根据工况准确控制钻杆转速。此外利用比例减压阀和压力传感器可以无级调整马达的最大工作压力，以便限制旋扣扭矩，起到保护接头螺纹的作用。

平衡机构的液控回路见图2右半部分所示，执行器为4个油缸，回路中配置了比例减压阀、节流调速阀、液控单向阀、二位电磁换向阀以及压力和位移传感器等。平衡油缸的无杆腔与有杆腔压力分别由单独的1个比例减压阀控制，此比例减压阀同时具有减压和溢流功能，即可以在保持输出压力稳定的状态下实现供油和回油，在旋扣时，利用比例减压阀使油缸输出力始终与钻杆所受外载荷保持平衡，而活塞杆可以随接头螺纹的旋转与钻杆同步自由上、下运动。节流调速阀可以限定油缸活塞杆的运动速度并使其运动更为平稳。利用二位电磁换向阀可以控制液控单向阀的启闭，实现油缸无杆腔和有杆腔油路通断，使平衡机构能够在任意高度位置上停止锁定。另外利用位移传感器检测油缸活塞杆的运动，便于判断公、母接头的相对位置和运动速度，以提高旋扣控制的准确性与可靠性。

3 旋扣控制仿真分析

利用AMESim软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，验证设计方案的合理性和可靠性。

3.1 旋扣物理模型

图3表示螺纹旋扣运动模型，假设钻杆接头以转速ωx正向旋转，则螺纹面上中径D处的O点沿x轴的切向速度v2=ωxD/2，而其轴向运动速度设为v1。

图3 螺纹旋扣运动模型

由图3中左侧图所示几何关系可得O点沿i轴和j轴的速度分别为：

voi=v1i+v2i=v1sinλ+v2cosλ

(1)

voj=v1j-v2j=v1cosλ-v2sinλ

(2)

式中,voi,voj分别为O点沿i轴和j轴速度分量;v1i和v1j为速度v1沿i轴和j轴分量;v2i和v2j为速度v2沿i轴和j轴分量;λ为螺纹的螺旋升角。设k为通过O点的螺纹面法线方向，如图3右侧图所示，则：

vok=vojcosαl=(v1cosλ-v2sinλ)cosαl

(3)

式中,vok为O点沿螺纹面法线方向k的速度分量;αl为螺纹的牙型半角。而O点在垂直于法线k的切面上的速度分量vok⊥为：

(4)

将螺纹面接触简化为一个黏弹性模型，即螺纹面上的接触压力由两个啮合面在接触点法线方向上的移动速度和相对距离决定，其表达式为：

(5)

式中,N⊥为螺纹面上的接触正压力;cl为螺纹面黏性系数;kl为螺纹面弹性系数;x0为螺纹面初始挤压变形量。由于螺纹面是金属材质，cl和kl取值均很大，接触点的变形量一般都很小，因此通常可认为voj<

图4 螺旋旋扣受力状态

图4为螺纹旋扣时的受力状态，螺纹面上摩擦力f和接触正压力N⊥的合力在轴向和水平方向的分力分别为[6]：

Pxk=Ncosλ-fsinλ=N⊥cosαlcosλ-μlN⊥sinλ

(6)

Txk=Nsinλ+fcosλ=N⊥cosαlsinλ+μlN⊥cosλ

(7)

式中，Pxk为轴向分力；Txk为水平分力；μl为螺纹面摩擦系数。对于锥螺纹而言，任意直径处的螺旋升角λ是不同的，螺旋升角为[7]：

(8)

式中,P为螺纹螺距;Da为螺纹平均中径;α为圆锥中截面底角。螺纹副运动的动力学方程为：

Ma=Fq+Pxk-Fwz

(9)

(10)

式中,M和J分别为钻杆质量和转动惯量;a为钻杆轴向加速度;ε为钻杆转动角加速度;Fq为平衡油缸的输出力;Fwz为包含泥浆上顶力的外载荷。

3.2 旋扣仿真模型

依据螺纹啮合动力学模型和液控回路设计方案，建立如图5所示螺纹旋扣控制仿真模型[8-11]。图5中右侧为平衡机构液控回路模型，包括恒压泵1、比例减压阀2、单向节流阀3、液压缸4、机构等效质量5和外载荷6等；左侧为旋扣机构液控回路模型，包括恒压泵9、减压阀10、比例换向阀11、马达12、传动齿轮13、机构等效转动惯量14和旋转摩擦副15等；而中间为螺纹模型，主要包含黏弹性模块7和摩擦副模块8，用于模拟螺纹面上的正压力和摩擦力。

图5 旋扣控制仿真模型

平衡机构液控回路设置参数[12]：恒压泵1的出口压力设定为21 MPa，最大流量102 L/min；比例减压阀2最大可调压力20 MPa，最大通流量160 L/min，零流量最小可调压力为0.6 MPa，反向溢流开启压力1 MPa，在最大流量状态下，减压阀口全开时的压差为1.7 MPa，反向溢流口全开时的压差为2.8 MPa；单向节流阀3的单向阀开启压力0.05 MPa，压力梯度1.675 L·min-1·MPa-1，节流口额定流量75 L/min，压力降为1 MPa；液压缸4的活塞直径为125 mm，活塞杆直径63 mm；机构等效质量设定为10 t，泥浆上顶力设定为600 kN。

旋扣机构液控回路设置参数[12]：恒压泵9的出口压力设定为21 MPa，最大流量210 L/min；减压阀10参数设置与减压阀2相同；比例换向阀11在工作压差为1 MPa 时的最大通流量为200 L/min；另外，设定马达的等效排量为1120 mL/r，齿轮传动比为4，机构等效转动惯量30 kg·m2，旋转摩擦副的阻力矩5 kN·m。

螺纹模型设置参数[13]：设螺纹牙型半角αl为30°，螺距P为6.35 mm，螺纹平均中径Da为132.7 mm，圆锥中截面底角α为85.24°，则平均螺旋升角λ为0.86°，粘弹性模块中弹性系数kl和黏性系数cl分别设定为(1e+9)N/m和(1e+6)N·s·m-1，螺纹面摩擦系数μl设定为0.15。

3.3 旋扣控制分析

要使油缸输出力能够平衡外载荷，经估算可知有杆腔压力约为14.5 MPa，无杆腔压力应为0。将有杆腔回路上的减压阀压力设定为不同值，即11, 14.5, 18 MPa。

图6表示螺纹旋进时的计算结果，设油缸的初始位移为0.5 m，即油缸活塞杆完全伸出，对比图中曲线可以看出，当压力调定为14.5 MPa时，螺纹面上的正压力与摩擦力最小，当然这时的旋扣扭矩也最小；而无论油缸的工作压力是偏低还是偏高，都会增大螺纹面上的接触压力，进而导致摩擦力和旋扣扭矩升高；需要指出的是，当压力偏低时，公螺纹上端面与母螺纹下端面啮合，因此其正压力的水平分力与钻杆旋转方向相反，导致旋扣扭矩增加更快。

图7表示螺纹旋出时的计算结果，油缸初始位移设定为0.1 m；与图6比较可以看出，无论是正反转，当有杆腔压力接近平衡值时，螺纹面上的正压力与摩擦力均最小；与旋进状态相反的是，当压力偏高时，由于其正压力的水平分力与其旋转方向相反，故旋扣扭矩与压力偏低时相比增加更快；另外，由于结构原理的影响，减压阀从减压功能转换到溢流功能时，其出口压力必将发生阶跃，同时，随着溢流流量的增加，压力也会逐渐升高，这就影响到螺纹面上的受力状态，因此在控制时需要考虑如何补偿压力偏差的问题。