旋冲钻井讲义

中石化干部培训班旋冲钻井技术讲义编者：陶兴华中石化新星石油公司培训班2002年11月旋冲钻井技术讲义提纲:一、 概述二、 旋冲钻井工具分类及各自特点三、 旋冲钻井破岩特点分析1旋冲钻井破岩特点2影响旋冲钻井破岩特点的因素四、 旋冲钻井对钻头寿命影响分析五、 射流式冲击器工作原理六、 射流式冲击器工具机构设置1射流元件2分流孔机构3防空打机构七、 射流式冲击器设计模型的建立及辅助设计软件的开发1模型建立2软件开发八、 旋冲钻井冲击器室内测试九、 旋冲钻井冲击器性能参数的确定1冲击器主要性能参数确定2冲击器主要部件结构参数的确定十、冲击器整体强度校核十一、旋冲钻井技术应用十二、发展方向十三、结论与建议一、概述旋冲钻井技术就是在旋转钻井的基础上，再增加一个由冲击器产生的高频冲击作用，使钻头承受周期性的冲击载荷。旋冲钻井属井下动力钻井的一种钻井方法，它是由冲击载荷与静压旋转联合作用破碎岩石。旋冲钻井的钻具结构是：钻头+冲击器+钻铤+钻杆+方钻杆，地面设备和常规钻井一样。经多年在四川、青海、吐哈油田数口井的试验表明，旋冲钻井可以大幅度提高钻井速度，硬地层、易斜地层及破碎地层钻进时可提高钻速30%以上，且井身质量好。旋冲钻井之所以能提高机械钻速，是因为冲击给钻头齿下岩石造成强应力集中，使岩石塑性降低，脆性增加，迅速产生脆性破坏坑，提高了破岩效率。同时，产生的破碎坑给旋转剪切创造了有利条件，使钻速提高。来自大陆科学钻探的消息：为了克服坚硬地层岩石和复杂的地层，试验应用了一批新工具和新工艺，并取得了满意的结果，其中就有液动冲击器，大大提过了机械钻速，在第一阶段（578.9-681.3米），平均机械钻速由1.02m/h提高到1.65m/h，提高了60%；第二阶段（863.13-1102.48米）平均机械钻速由0.64m/h提高到1.42m/h，提高了122%，两阶段的使用说明旋冲钻井技术的应用可以成倍的提高机械钻速。同时在倾角达70度的地层中，应用该技术还有利于防斜，即钻至1100米，最大井斜3.57度，远远小于预先导2孑匕（PP2孔）的14.6度（井深1027.2米）。实践证明，液动冲击器在井身质量方面有防斜的作用。技术由来：石油钻井工程钻井深度较深，上覆地层较厚，重力场的作用，高压异常，钻井液柱压力增大，随着井深增加，岩石的各向压缩性增强，颗粒间的距离缩短，岩石的强度随着围压的增加而明显增高，钻头每次破碎岩石的体积减少，从而影响钻井效率。早在五十年代，美国钻井权威鲁宾斯基就指出：“在旋转中加锤击作用，即使钻压减轻50%，钻速可以保持不变，钻头寿命增加，把井打直”。发展史：液动冲击旋转钻井技术的设想始于欧洲。1900-1905年间，俄国工程师B.沃尔斯基设计了几种石油钻井液动冲击器。二十世纪40年代，前苏联H.葛莫夫研制出滑阀式正作用液动冲击器，美国巴辛格尔研制出了活阀式正作用液动冲击器，到50年代，美国艾莫雷研制出了活阀式反作用冲击器。海湾石油公司和壳牌石油公司也研制出了各自的液动冲击器，主要用于油气钻井及卡钻事故处理。到60年代，国外对液动冲击器有初步的研究，并逐步走向成熟，美国潘美公司经过努力改进其液动冲击器的材料、设计，以及相应的钻头，使之日臻完善，并充分显示了液动冲击钻井技术的优势及潜力。前苏联60年代后期液动冲击旋转钻井技术一直在不断地研究，但主要应用于固体矿钻探中，井深可达2400-2700米。90年代以来，美国、德国、挪威等仍在继续此项技术的研究，并在油气勘探开发中应用。我国早在1958年就开始研制液动冲击器，八十年代后，旋冲钻进技术在地质岩芯钻探领域日趋成熟，已研制出射流式、射吸式、正作用式、双作用式和绳索取芯液动冲击器等五类二十余种冲击器，总进尺超过百万米，取得了很好的经济效益，钻进效率大幅提高，特别在硬地层钻进，平均机械钻速比常规旋转钻进提高50%〜100%。自八十年代中期至今，各国均加快了在石油旋冲钻井方面的研究步伐。特别在我国，多家石油、地质院校及油田科研单位对旋冲钻井在石油钻井工程领域的应用进行了可行性研究和大胆尝试，先后设计了不同类型的液动冲击器，如正作用阀式冲击器、双作用阀式冲击器及射流式冲击器等，在冲击器理论计算、参数设计、加工工艺及地面测试等方面做了大量工作，并进行过多次现场试验，但由于石油钻井具有其特殊性，无论是钻井设备、钻井结构、钻井液性能、钻具性能要求以及井底工作环境等方面较之地质岩芯钻探差别很大，造成大多数冲击器不能满足现场施工要求，试验效果不太理想。自1995年以来，我所对旋冲钻井工艺技术及液动冲击器进行了系统和深入的研究，通过近几年的研究和反复实践，使旋冲钻井技术在石油钻井工程方面的应用取得了可喜成果。我所设计制造的YSC-178型液动射流式冲击器在东北地区、四川地区、青海地区、云南地区、吐哈油田进行了9次入井试验，进尺800余米，机械钻速平均提高30〜50%，冲击器易损件的寿命有较大提高。在石油钻井应用的优越性和可行性：1能够大幅度提高硬脆性、破碎性地层钻井速度；2钻头磨损慢，钻头寿命延长，可降低钻井成本；3提高井身质量，减少钻具损坏，尤其对于深井硬地层需要赚冲钻井技术；4有利于录井；5石油钻井设备和钻具可以满足旋冲钻井技术要求。二、旋冲钻井工具分类及各自特点液动射流式冲击器种类很多，常见的有阀式正作用、反作用、双作用、射流式、射吸式等。2-1正作用冲击器图 2-2反作用冲击器阀式正作用是以高压流体推动活塞冲捶下行冲击，DF2-1正作用冲击器图 2-2反作用冲击器阀式正作用是以高压流体推动活塞冲捶下行冲击，DFE1上接头2射流元件3缸体4活塞5冲锤6外缸7砧子8八方套9下接头其复位。该类冲击器具有可利用高压室中的液压力量做功，流体在腔体内较畅通、功率恢复高、结构简单、工作性能可靠、便于缩小直径。但需要借助弹簧使其复位，弹簧寿命决定冲击器的寿命。反作用冲击器是借助弹簧推动活塞冲捶下行冲击，如图2-2，以高压流体使其复位。单次冲击功较大，但需要借助弹簧使其做功，弹簧寿命决定冲击器的寿命。射流式冲击器利用“双稳”射流元件控制改变高压流体的流向，直接推动活塞冲锤产生往复运动。这种冲击器无弹簧装置，结构简单，工作性能可靠便于操作，但需要钻井液净化。阀式双作用冲击器是通过控制阀的分配，如图2-3,向，以压差原理推动活塞往复运动，这种冲击器无弹簧装置，功率恢复较高，结构简单，但腔图2-3液动阀式冲击器体内畅通性差，各部件间间隙要求较高，对钻头压降要求也较高。因此，射流式冲击器、阀式双作用适合石油钻井，但两者能量利用方式又有所区别：水击压力不同：射流式冲击器主要靠流体的表压作用推动活塞做功，产生的水击压力小。阀式双作用冲击器主要靠阀关闭后产生的水击压力来推动活塞做功；射流式冲击器结构简单、零件少、安装拆卸方便、易于维修和操作、性能参数可调；射流式冲击器工作时不会堵死循环通道。三、旋冲钻井破岩特点分析1旋冲钻井破岩特点旋冲钻井是在旋转钻井的基础发展起来的，研究旋冲钻井破岩特点应首先从旋转钻井的破岩过程入手，再结合波动理论分析旋冲钻井的破岩特点。（1） 旋转钻进的破岩特点（略）牙轮钻头在井底的运动，是一复合运动，除公转和自转外，还有轴向纵振及牙轮的滑动。即冲击、压碎作用②滑动剪切作用（2） 旋冲钻井破岩特点在旋冲钻进过程中，牙轮钻头除受到旋转钻井过程中的静载荷和动载荷外，冲击器还对钻头施加一个高频的冲击载荷，这样岩石产生形变所需时间缩短，变形速度增大，被冲击点还来不及对作用力重新分配，应力变化很快接近或超过强度极限，使岩石脆性增加塑性下降。硬度较高的岩石抗压强度高，脆性大，受到交变冲击载荷后，岩石中裂缝扩展，强度降低，容易破碎形成坑穴和产生剪切体，有利于体积破碎的产生。旋转冲击钻进过程是：首先，孔底不规则的表面被压平；作用力逐渐增加，接触处产生弹性变形；作用力继续增加，钻头下面的岩石，开始出现微裂纹，钻头外侧边界处的应力集中线向外形成放射性的裂纹；两个主要裂纹在岩石中形成一个长而窄的岩屑压碎和压实，形成破碎区，岩石表面突然破裂，出现许多贝壳状的碎块；作用力增长变慢，两侧产生的剪切体被工具的吃入而崩排出作用力下降，形成一个破碎坑；如图3-1所示在旋转作用下，两坑穴间的脊部被剪切掉，形成体积破碎。1 2 图3-1旋冲破岩过程 5冲击载荷与钻具纵振的区别？其冲击频率远高于纵振频率，加载速度快；冲锤产生的冲击载荷只是作用于钻头，并以应力波的形式通过钻头传递透射到岩石中；纵振是由于井底不平、送钻不均等因素引起的钻具周期性的拉伸与压缩，钻头和钻具属于一个受力系统，而旋冲钻井冲击载荷仅作用于钻头之上，是由冲锤产生的，钻头和其上部钻具属于两个受力系统。尽管在旋转钻进过程中，牙轮钻头也对岩石产生一定的冲击，但频率较低，旋转一周，一个牙齿只能产生一次冲击，而且相邻齿间距较大，两相邻冲击点之间应力波叠加作用不明显，不足以将两个破碎区完全相连。而在旋冲钻进时，一个齿压入岩石后在垂直于井眼的平面内周向移动时，冲击次数不止一次，冲击点密度大大增加，两相邻点的冲击波相互重叠，破碎区相连，齿面下的岩石产生体积破碎，从而大大提高了岩石破碎。理论分析和实践验证了在硬度小、塑性大的岩石中，牙齿冲击压入岩石后，只是压一个小坑，破碎效率很低，但由于岩石较软，剪切破碎比较容易，主要靠牙齿的滑动剪切作用来增大破碎效率。而在硬而脆、研磨性高的岩石中，最好采用镶齿牙轮钻头，因为硬质合金齿耐磨性高、强度大，主要靠牙齿的压入破碎岩石，如果在一定范围内增加钻头牙齿对地层的冲击压力，就能显著提高钻井效率。2影响旋冲钻井破岩效果的因素旋冲钻井破岩主要是以体积破碎方式破碎岩石，影响体积破碎的因素主要是冲击功、冲击频率和转速、钻压等。冲击功实验也证明，随着冲击功的增大，岩石上的破碎坑穴就越大越深，因此，从破岩效果的角度出发，选择冲击器的冲击能量越大越好，但是，评定冲击破岩效果的合理性，还必须考虑到岩石的性质、单位体积破碎功和钻头的承受能力。通过对国内外的旋冲钻井工艺技术的调研，冲击功一般设定在在每厘米钻头直径为3.5〜13牛•米比较合适，但针对不同的岩石和不同类型的钻头可以进行调整。例如，在81/2"井眼中，如果使用镶齿牙轮钻头钻硬地层老虑到钻头齿和轴承的承受能力，可采用300J的冲击功，产生的冲击力约在40KN左右；而在旋转钻井中，81/2"牙轮钻头使用的钻压平均150KN，纵振产生的冲击载荷大约为37.5KN〜75KN，钻压峰值可达525KN，相比之下，冲击器产生的动载就小得多，另外，冲击频率远远高于纵振的频率，不可能形成共振,因此可以说冲击器合适的冲击功对钻头的影响不大。冲击频率和转速转数和频率存在一定的匹配关系，两者匹配合理与否影响着钻井破岩效果，不同的岩石性质，转数和频率的匹配关系不同。频率高而转数低，会使井底产生重复破碎，而频率低，转数高，又会造成两次冲击坑穴间脊部岩石宽度增加，不能产生足够的“体积破碎”，由此推荐转数和频率的关系为：N=f・0/2式中：f—冲击频率，Hz；N—转速，rpm；0—两次冲击间的夹角，国外专家认为的最优转角0=11°。冲击频率一般控制在10〜40Hz之间。例如，在81/2"井眼中，对于镶齿牙轮钻头,冲击频率要小一点,一般在20Hz。对于天然金刚石钻头,考虑其低的抗冲击性，冲击频率可提高到40Hz左右。对于PDC钻头，冲击频率可控制在30〜40Hz左右。对于TSP钻头，冲击频率可控制在30〜35Hz左右。钻压旋转钻进时，钻压的作用是使切削齿以切削形式破碎岩石，而在旋冲钻进时，钻压的作用仅在于保证切削齿与岩石紧密的接触，以便更好地传递冲击器的脉动冲击，它对破岩不起主要作用，旋冲钻进的切削作用仅在破碎研磨性弱、软岩石有所表现。试验证明在钻进硬度小于中硬以下地层时，增加钻压，机械钻速有所增加，而钻进硬岩时，钻压增加超过一定值，会引起钻头过渡磨损和钻具弯曲，平均机械钻速还会有所下降；进一步增加钻压，引起钻头的早期破坏，不能提高破岩效果。在工作中，钻压应保证克服冲击器在井下工作时的反作用力，使钻头与井底岩石保持合理的压应力。分析认为钻压的作用有利于破岩，表现在以下方面：第一、钻压可以提高冲击作用力的峰值；第二、在冲击作用下衰减的过程中，钻压的作用仍然可以使钻头齿对地层岩石的作用力达到一定的大小，破碎岩石；第三、在冲击作用力消失后，钻压的作用仍可以使地层岩石中产生破裂但未形成岩屑的岩石产生破碎；第四、钻压的另一个重要作用是时刻将钻头压持在井底，使钻头齿与地层保持紧密的接触，保证了钻头齿上的冲击作用力能很好地作用到地层的岩石中去，减少钻头齿与地层岩石间的冲击作用的传递损失。通过对国内外有关文献的调研，钻压为常规旋转钻井设计钻压的1/3〜2/3,从而保证钻头在受冲击作用下不产生跳钻现象，又要使静载和动载之和不至于破坏钻头。四、旋冲钻井对钻头寿命影响分析1牙轮钻头在井底的运动状态及受力分析目前旋冲钻井所用钻头均为三牙轮钻头，在旋冲钻井过程中，牙轮钻头在井底的运动与旋转钻井基本相同，钻头工作时绕自身轴线公转和绕牙掌轴线自转，同时由于钻头单双齿接触井底和井底本身不平整造成钻头作纵向低频振动，钻头纵振频率一般在2〜9Hz之间。据美国埃索公司（EssoProductionResearchco.）曾利用专门研制的井下记录仪对某井钻井过程中的钻压与扭矩变化进行的测试结果可以看出，钻柱存在着振动和惯性的影响，实测井下钻压在很大范围内变化，其最小值可以到零（此时钻头将离开井底，形成跳钻），而最大峰值可达570KN，平均钻压约为160KN，钻压变化幅度约为平均钻压的土30%，最大峰值钻压约为平均钻压的3.57倍。随着钻压的变化，钻头的扭矩也在很大范围内变化。最小扭矩可以是负值（即存在反扭矩），而最大峰值可达6000N・m，平均扭矩为4700N-m，扭矩变化幅度约为平均扭矩的土14%，最大峰值扭矩可达平均扭矩的1.28倍。该公司还对其它几口井进行了测试并得出如下结论：钻井过程中钻压增加变化幅度一般为平均钻压的25%〜50%，最大峰值为平均钻压的3倍以上。扭矩增加变化幅度为平均扭矩的14%〜30%，最大峰值为平均扭矩的1.5倍。同时测出钻头上下振动的幅度为9〜25mm。2旋冲钻井对牙轮钻头使用寿命的影响分析旋冲作用对钻头使用寿命的影响主要表现在对钻头轴承、牙齿的影响。牙轮轴承失效主要是由于轴承密封损坏引起的。密封的好坏主要取决于密封方式、钻头转速、材质及加工质量。在密封方式、材质及其它条件一定的情况下，钻头转速越高，密封件的磨损越快，另外高转速可使密封件产生高温加速损坏。过大的钻压和动载荷，也是轴承失效的主要原因。在旋冲钻井时，冲击器施加高频冲击对钻头的影响可以从五个方面加以分析：首先肯定冲击器施加的冲击动载增大了轴及轴承的纵向载荷。因为冲击力与钻头承受的钻压、纵振产生的动载的共同作用，增大了轴承的复合动载及交变负荷产生的疲劳破坏。在冲锤撞击砧子的瞬间，作用力在极短的时间内有着很大的变化幅度，并以应力波的形式向钻头方向传递。以YSC-178型冲击器为例，单次冲击功一般在100〜300J范围，测得产生的冲击应力约在10〜40KN之间；而在正常情况下用81/2"牙轮钻头钻进，平均钻压150KN，由纵振产生的冲击载荷按施加钻压的25%〜50%计算为37.5〜75KN，钻压峰值按平均钻压的 3.5倍计算可达525KN，相比之下由冲锤冲击产生的动载小得多，因此可以说冲锤冲击产生的动载对牙轮钻头的轴及轴承寿命影响不大。冲锤往复冲击砧子，冲击力通过下接头传递给钻头，而砧子通过八方套与下接头为活动连接，因此，冲锤下击可使钻头始终趋向接触井底，这在一定程度上减少了旋转钻井中出现的钻头脱离井底造成的跳钻，有利于提高钻头轴承的使用寿命。旋冲钻井所需钻压较常规钻井低20%左右，轴承持续承压相对较小，轴承密封件亦可减少磨损。旋冲钻井一般应用在中硬以上地层，钻头可选择适合硬地层钻进的钻头，这类钻头齿短，再加上使用钻压较小，崩、断齿的可能减少。从理论分析和试验后的钻头使用情况来看，目前使用的牙轮钻头能够满足旋冲钻井工艺需要。3旋冲钻井使用牙轮钻头的经济性评价按以下公式计算对比每米钻井成本：B+C(t+T)C= tFTOC\o"1-5"\h\z式中：Ct-每米钻井成本， 元/m；B—钻头成本， 元；Cr—钻机作业费， 元/m；T—纯钻进时间， h；t—起下钻时间， h；F—钻头进尺， m。在对比条件基本相同的情况下，上式中B、Cr及t可视为常数，若旋冲钻井较旋转钻井平均机械钻速提高30%以上，旋冲钻进用钻头和旋转钻进用钻头的纯钻时间T相同，则进尺F相应增加30%，每米成本Ct可降低30%。五、射流式冲击器工作原理液动射流式冲击器主要有三个机构组成。如图5-1为射流式冲击器的结构示意图。包括控制机构I、动力机构II、功率传递机构III。上下接头1、9分别为和钻铤连接的螺纹接头,冲击器装在钻头和钻铤之间。下钻到底建立钻井液循环,此时冲击器对钻头产生冲击。钻压和扭矩从钻铤通过钻具筒体和砧子传递给钻头。砧子可以通过八方块上下滑动。在与元件连接的压盖上设计有分流孔，使多余的能量不参与冲击器工作,流体分流后直接参与井内循环。射流式冲击器工作原理为:钻井液通过射流元件2的喷嘴喷出，在附壁作用下，如先附壁于C侧，钻井液由C通道进入缸体3的上腔，活塞受向下的力，当活塞到达缸体下死点时，停止运行，缸体上腔压力瞬间增高，讯号反馈回至D通道(控制孔)，

促使射流由C通道切换到E通道，钻井液经E进入缸体下腔，推动活塞向上运动，当活塞运行至上死点时，缸体下腔压力瞬间增高，讯号反馈回至F促使射流由C通道切换到E通道，钻井液经E进入缸体下腔，推动活塞向上运动，当活塞运行至上死点时，缸体下腔压力瞬间增高，讯号反馈回至F通道（控制孔），促使射流由E通道切换到C通道，钻井液进入缸体上腔，推动活塞向下运动，与活塞连接的冲锤5便冲击砧子7,砧子通过八方套与下接头连接（下接头连接钻头），完成一次冲击，能量以应力波的形式传给钻头。当活塞向上运行时，上腔流体由C通道流入B通道（排出孔）；当活塞向下运行时，下腔钻井液由E通道也流到B通道（排出孔），再经与排出孔连通的水道、外筒的腔体、砧子内的孔道流经钻头冲冼孔底后由环空返回地面。1上接头2射流元件3缸体4活塞7砧子I■一8八方套---9下接头..一5冲每液动射流式冲击器结构图c,E输出通道I控制机构D、F控制孔 II动力机构B放空孔 HI功率传递机构六、射流式冲击器机构设置液动冲击器的结构设计原则是：该钻具无论在何种情况下不影响钻井液的正常循环；钻井液循环时钻头承受钻压后能自动操作；冲击器适合满足井眼条件要求的钻井液流量；可通过钻井液流量调节冲击器性能参数。一旦冲击器在井下不工作，不会因工具而起钻，配合一个牙轮钻井的使用时间。1射流元件的优化设计射流元件是冲击器的核心部件，是井下流体通过冲击器的必经之路，设计需要考虑到整体结构的尺寸、供给流量、元件使用寿命等因素。为避免元件在工作时发生堵塞现象，减少流体通过射流元件产生高速流体对元件产生较强的冲蚀，加大了喷嘴、信号道及控制道的尺寸。如图6-1所示。

2防空打机构原理防空打机构是通过砧子与下接头之间采用八方套滑动配合实现的。如图6-2所示，当钻具提离井底时，钻头及砧子下滑，砧子坐在下接头的台阶上，同时活塞冲锤也随之下移。使活塞下圆柱面关闭下腔体进水口，这样流体就无法进入活塞下腔，冲锤活塞无法抬起，冲击器停止工作，钻井液由射流元件的排出孔直接流向井底。当钻进时钻头接触井底，砧子和冲锤上移，缸体下腔体进水口打开，冲击器恢复正常工作状态。石油旋冲钻井实施中，考虑到钻头承受脉动冲击力，选择的是牙轮钻头，将冲击器冲击功控制在300J以内，而石油钻井排量一般在20-40L/S的范围内，同时也为了使冲击器内一旦被堵塞后，不会使循环流体断路，为了稳妥起见，在元件压盖上设计了两个6mm或8mm左右的孔，将流体分出一部分不通过冲击器做功，只参与循环。该分流孔装有石油钻头喷嘴，流体流径途径如图6-3所示。七、射流式冲击器设计模型的建立及辅助设计软件射流式冲击器工作时流体的运动过程非常复杂。由于附壁射流的频繁切换，流体的压力及速度不断改变。其工作性能参数影响因素较嚣如活塞的质量，行程，射流元件的几何尺寸、泵的排量及泵压、-活塞的有效作用面积等。以水击方程、伯努利方程、活塞运动微分方程为理论基础，建立动态数学模型，利用微机模拟电算可有助于了解冲击器工作的动力过程，找出各参数影响的相互关系，为设计提供依据。

1数学模型的建立利用流体力学理论和数学有限差分法求解活塞运动微分方程，建立了数学模型，即将冲锤活塞行程划分成许多微段，在每一小微段内按匀加速度运动处理。液动射流式冲击器的工作过程可分为回程、冲程两个阶段。针对这两个阶段分别建立了数学模型。活塞的运动模型如图7-1所示图7-1图7-1活塞受力分析图P一高压腔压力Pb一低压腔压力 Fn—高压腔水给活塞的推力Ft一密封圈摩擦阻力F2—液体阻力G一重力 D1—活塞直径S］一活塞大端截面积D2一活塞杆直径s2一活塞杆截面积V—活塞运动方向活塞及冲锤质量为M,缸体内径为D1，面积为S「活塞杆直径为D2,面积为S2，背压为Pb，高压腔水压力为P,X(t)表示活塞随随时间变化曲线，以向上为正方向。(一)、回程阶段数学模型活塞运动微分方程的建立如图所示，回程阶段活塞受到下腔向上的压力 P,液体对活塞及冲锤的阻力F2,上缸产生的背压Pb以及活塞密封圈的摩擦阻力Ft,下面分别计算：①活塞及冲锤重量G=Mg液体对活塞作用力fn(上、下腔)FN=(Si-S2)P-PbSi其中：Pb为背压，可1艮据伯努利方程计算出液体输出所需压力。冲锤运动时液体的阻力dxF=-C—2 3dtC3——液体阻力系数，对小直径冲击器值为：1〜2牛顿秒/米，大口径为10牛顿秒/米。dxdt液体速度(米/秒)。dxdt液体速度(米/秒)。活塞密封圈的摩擦阻力FTFt=吓D1H(P-Pb)日一一摩擦系数H——密封圈的有效高度令b=Ft，则F=bF，当活塞直径为30〜60mm时，b=0.1〜0.2TOC\o"1-5"\h\ziF t1N 1故有微分方程：d2x 1——=一(F-G+F-F)dt2 mdx一\S—S)P—PS—mg—。一—bF1 2b1 3dt1N(1—b)(S—S)P—P—mg—CdX1 2b 3dt...d2x其中————为任一时间间隔At内的加速度;dt2dxdtdxdt为任一时间间隔内活塞的初速度;令在=v,P及P也为任一时间间隔初始状态值，dt0 0dxdtmt=dxdtmt=t1dx=1(1—讯—s)P-Ps-mg-c一i+v12b1 3dt活塞运动微分方程为:x=s+<vAtH (1-bX-s)P-Ps-mg-c—^At2>0 0 2m1 2b1 3dtI<——>其中：x——活塞位移；At——电算选择的时间步长(时间间隔)；v0——任一时间间隔内活塞的初始位移。(2)伯努利方程p=p+、—卓—T三1 0 2g2g2g式中：Po,v0——任一时间段起始参数；P；」——任一时间段末尾参数；1T——压力损失系数(分为局部和沿程)。背压

(二)、冲程阶段数学模型锤重G=mg液体对活塞作用力FN=PS1-Pb1(S1-S2)液体对冲锤的阻力dxF=-C—2 3dt活塞密封圈摩擦阻力FT吓D吓D1H(P’-P：)=bFNF=T故加速度方程为:其中b=0.1〜0.3dxC—+bF一mg3dtNdxG-dxC—+bF一mg3dtNdxG-b)F+C—-mgN3dt)1 dxP'-P'(s一S+C—一mg1b1 2 3dt)1dx速度方程为：令：/=%为任一时间间隔起始速度位移为:1dxI1-P'\s-sP+C mg>一At+vb1 2 3dtIm0x=s+vAt+ (b一1JsP一P(s一s)一mg+c—At2

"1b1 2 3dt)伯努利方程同回程。(三)、流体流动损失的计算高压流体从水泵到钻杆经上接头、上压盖、射流元件、缸体、钻头、由钻杆和井眼环空返回，这一流程，压力损失可由伯努利方程计算出，具体模拟过程为：（1）沿程损失计算h=KL坦°（1）沿程损失计算h=KL坦°d2g其中L——长度（m）；d 为当量直径（m）；v1 流速（m/s）K——损失系数可由下式求出:当r=口一<2000

ey时，64K=——r

er=^―<9.2xdey 1X105时：k=0.0179(1+0.867)02日d0.0310.021其它情形k=-一d0.021（2）管路局部水头损失计算、.,,，・■ v2计算公式为：h=匚^—对不同的情形局部损失系数。不同。渐缩管：匚=0.1渐放管：。=0.25断面突然扩大：匚断面突然缩小：…断面突然扩大：匚断面突然缩小：…0.5（1-=(―-1)2A1A2)A1（四）、水击计算冲击器工作时，流体在一个周期内共发生四次水击。依次是：流体切换到左右通道时发生两次水击，活塞在上下极限位置速度突然变为零时发生两次水击。其中后两次水击产生的水击压力对冲锤不做功，可以不考虑。其他两次水击计算如下：水击波速为：其中：EW—水的弹性模量e 壁厚c 外径b——管的内径W——水的密度水击压力p'二(2C+1)P其中C=°仲 3=1000 a——水击波速2pv一水流速度 P——射流元件入口处压力。(五)、参数计算冲击频率计算公式f=1/T式中：T 活塞周期；冲击能量计算公式：E=mv2/2式中：m 活塞及冲锤质量；v——冲击末速度；实际流量计算公式：4'gal*XL其中：Sa1 活塞面积；sa2——活塞杆截面积；L——冲击行程；f 冲击频率。流量利用率n=(q’/q)X100%能量利用率计算公式：n=(Ef/pq)X100%式中：p——泵压；q 泵量；E——单次冲击功；f——频率。2软件的开发模拟设计软件是在windows环境下，采用C语言编制，用户界面全部采用图形方式、菜单提示，简要流程图7-3如下，程序具有以下功能。

流量、冲击末速度，能量利用率等，如图7-4所示。同时绘出泵量、泵压、行程、锤重、活塞有效作用面积等参数对冲击器性能的影响关系曲线。利用模拟设计计算，绘出影响冲击器性能的主次因素排列图，从而实现冲击器的优化设计。原始参数冲击器性能参数冲击功(j)冲击频率(HZ)冲击末速度(m/s)主泵压力(MPa)泵量原始参数冲击器性能参数冲击功(j)冲击频率(HZ)冲击末速度(m/s)主泵压力(MPa)泵量(L/Min)能量利用率(%)流量利用率仪)泵量(L/Min)f35 行程(mm)计算步长⑹窖封圈阻力系流体阻力系数冲击器类型IYSC-178喷嘴长(mm)喷嘴宽(皿)活塞直径(mm)|90活塞杆直径(皿)Ro锤重(Kg)区 反弹系数|2.99|6.520-图7-4液动射流式冲击器电算结构输出Status 99一7—4 10:52可以通过对YSC-178型射流式冲击器室内实测试验，从下表7-1、图7-5可以看出：实测值与计算值比较吻合，误差小于6%，因此，设计值基本反映了工具的实际参数。YSC-178型液动射流式冲击器实测与计算对比结果 表7-1行程mm排量L/Mi泵压Mpa冲击功J冲击频率Hz实测计算误差实测计算误差205461.664.12563.570.9%8.558.752.3%7141.682.36580.7891.9%10.2610.441.7%7441.692.3486.8155.9%10.6410.912.6%

830 660 700 740830 660 700 740八、旋冲钻井冲击器室内测试12也II鸟8测试系统由三部分组成，即测试台架，传感器及预处理电路、数据采集与处理系统。如图12也II鸟8' 数据采集与处理系统____n在该系统中，冲击功、由击频率、、冲击末速度是清点式开关传感器及数据采集和处理系统测得。测试杆以丝扣的形式连接在冲锤的尾端，随冲锤同步运动，冲锤运行至下死点末尾时,l先后蓬电式传感器高低两个触点接触，相继产生两个电信号，传输到数据采集与处理系统'在计算机屏幕上显示出冲击功、冲击频率、冲击末速度的测试结果及测试波形图。测试数据可存盘，并根据需要可打印出来。1.冲击功、冲击频率的检测原理该测试系统可采用开关触点式传感器测试冲击功及冲击频率。冲击功是通过测定冲击末速度，然后再利用动能公式确定的。测试时，当测试杆随同冲锤一起运行到下死点时，分别与传感器高、低触点碰撞接触，在两个回路中分别触发窄、宽两个脉冲。两回路脉冲相互处理后，前沿时间差△t就是冲锤运动在其下死点处由高触点至低触点时所运行时间，显然冲锤末速度可进近似为N*/*。末其中△S为高低两触点的高度差，可由游标卡尺量取，也可在测试前由一重锤自由下落而测试标定。由于选择的△、很小，一般在1mm左右，这种近似引起的误差很小。则冲击功A=i/mv2.2触点法检测冲击频率的原理如图8-2所示，T At ►- 图~触点法检测冲击频率的原理图 一T为冲锤连续两次冲击砧子，高触点产生的脉冲信号间隔，也即冲击器的冲击周期，显然冲击频率f=1/T。此为计周测频原理。当冲击频率很高时，该系统还可自动转化为计数测频。2.测试系统的标定在利用触点法测试冲击器的冲击功时，两触点高差的测量误差，将直接导致冲击功的测试误差。测试之前，对传感器的触点高度，我们采用标定的方法获得。标定的原理即选取一定质量的重锤，在一定的高度^以自由落体运动撞击触点式传感器高、低两个触点，由测试系统可测出重锤在两触点之间的运动时间△t，而重锤的运动末速度大小，可由自由落体的运动方程求得。即V=末”2gh,而^S=V末/△to九、旋冲钻井冲击器性能参数的确定1冲击器主要性能参数确定石油钻井井眼较深，地层变化复杂，岩层的软硬程度各不相同。根据石油钻井的工况条件和设备能力来确定冲击器的性能参数。为适合于8匕”井眼，保持钻具原有组合结构，确定冲击器的外径为①178mm。泵的输出参数为现场实际排量20〜40L/S，泵压为10〜20Mpa。冲击功是设计冲击器的关键，也是决定破碎岩石效果的基本条件。（美国提倡高冲击频率、低冲击功；前苏联提倡低冲击频率、高冲击功）确定冲击器的冲击功要考虑到岩石的性质，井眼直径，钻头上切削齿的数目及水泵的排量。此外，考虑到钻头的抗冲击性能。初次使用三牙轮钻头，冲击功不能过大，将冲击器冲击功的目标值定为此300〜400J。冲击频率的确定，根据旋冲钻井破岩特点分析中，转速和冲击频率的关系内容，选取石油钻井转盘转速范围为55〜75rpm来考虑，可确定冲击器频率为20Hz左右。2射流式冲击器主要部件结构参数的确定运用正交试验法分析行程、锤重、缸径变化对性能参数的影响，探索诸相关因素对冲击器工作性能的影响规律。采用微机电算进行冲击器设计，可使设计参数与冲击器实际性能参数达到一致，避免设计的盲目性，缩短研制周期，

优化冲击器性能。同时，改变相关部件结构尺寸，在室内进行试验，综合考虑确定出冲击器主要部件的结构尺寸。缸径的确定缸体直径决定了活塞有效面积，在泵的压力不变条件下，面积越大，作用力越大，活塞所获得的加速度、速度都会增大，冲击功因此也越大，但缸径增大会影响冲击器其他性能参数，如：冲击频率，所需泵量能量利用率等。通过计算可定量描述参数间的关系见表9-1，曲线见图9-1。65sK-S品6.7

10595a0B5807570652g探413-fc65sK-S品6.7

10595a0B5807570652g探413-fc改变缸径对冲击器性能参数的影响 表9-1序号缸径(mm)活塞杆直径(mm)性能参数计算结果周期(s)频率(Hz)冲击功(J)能量利用率(％)泵压(Mpa)泵量L/Min18033.70.11278.87161.2137.371.091441.8328535.80.10619.42167.5417.281.229523.9339037.80.10059.52474.0627.191.411615.07495400.095710.4480.7897.071.645715.745100420.091610.9187.5166.941.941825.416105440.088211.3394.3676.792.311944.95n：能量利用率 f：频率e：冲击功图9-1缸径变化曲线表中数据及曲线表明随着缸径增大，冲击功、冲击频率都随之增大。冲击器外径确定后尽可能地选择较大直径的缸体，来增大冲击功。同时要考虑到缸径对泵量的影响。缸径增大所需泵量增大，结合冲击器内部腔体空间，综合考虑缸径拟采用①90mm。活塞杆直径的确定活塞直径与活塞杆直径之比直接影响有效作用面积，影响冲程与回程时间，其比值越大回程时间越长，从而影响冲击频率，不同的比值对应的计算结果如下表9-2。

活塞与活塞杆直径比对冲击器性能参数的影响表 表9-2序号活塞与活塞杆直径比性能参数计算结果周期(s)频率(HZ)冲击功(J)能量利用率(%)泵压(MPa)泵量L/Min195/300.092910.7680.4347.26781.6413714.17295/300.094210.61880.5817.17861.6429714.82395/400.095710.44580.7897.07081.6452715.74495/450.097710.23780.9756.93831.6473716.56595/500.19.9781.1236.77681.6489717.22表中数据及曲线表明活塞直径不变，改变活塞杆直径对冲击器性能参数影响不大。活塞杆直接与冲锤相连，带动冲锤上下运动，产生冲击。其直径主要还是受强度的影响。综合考虑活塞杆直径选定为40mm。冲锤及活塞总质量的确定冲锤质量(包括活塞质量)是影响冲击器工作参数的最重要因素之一。此选取了几种不同质量的冲锤进行了电算结果见表9-3，做出曲线见图9-2。锤重对冲击器性能参数的影响表 表9-3序号锤重(kg)性能参数计算结果周期(s)序号冲击功(J)能量利用率(%)泵压(MPa)泵量L/Min1405.4115.204.71212.01020.4682505.301138.565.06292.01001.0123605.165159.085.30242.0979.1234705.024177.695.47972.0958.0525804.874194.165.61092.0936.797图9-2锤重变化曲线在相同泵压下，增大锤重，冲击频率减小，由于冲击末速度减小幅度不大，所以冲击功增大，因此，液动射流式冲击器冲击功，应选用较大的锤重，由表可知选用较大60Kg。冲击行程的确定

冲击行程是冲击器设计的重要参数，对冲击器工作性能影响很大。在泵压不变条件下，选用较大的结构行程值，冲击能量增大，冲击频率降低。计算的几种不同行程的结果见表9-4，曲线见图9-3。行程变化对冲击器性能参数的影响表 表9-4序号行程(mm)性能参数计算结果周期(s)频率(HZ)末速度(m/s)冲击功(J)能量利用率(%)泵压(MPa)泵量L/Min1100.038525.9471.93831106.347.19743.0820.72200.064415.5192.4011164.327.06703.01020.63300.090111.0942.6309197.276.82293.01118.44400.11568.6492.7853221.106.48613.01184.25500.14287.0012.8730235.246.06523.01221.56600.17265.7922.9165242.425.56713.01240.17700.20294.9272.9617249.995.02943.01259.48800.23094.1852.9635250.304.42573.01260.19900.27623.622.9784252.813.82533.01266.5图9-3行程变化曲线由表及曲线可知行程加大，冲击器的冲击频率显著降低，而冲击末速度及冲击功增大。石油钻井特点要求冲击器性能参数可调。拟采选用改变冲击行程来调节冲击器的工作性能参数方案。由表中数据可得选用10〜90mm行程可获得较好的性能参数调节范围。不同泵压下冲击器的工作性能参数液动射流式冲击器工作时，活塞上始终都有高压液体的作用，因此泵压的变化在很大程度上影响冲击器的工作性能参数。泵压变化时的计算结果见表9-5，曲线见图9-4。

1.52as3 44JSS6_泵赔呼)」E：冲击功冢压Q：1.52as3 44JSS6_泵赔呼)」E：冲击功冢压Q：流量f：频率序号泵压(MPa)性能参数计算结果周期(s)频率(HZ)末速度(m/s)冲击功(J)能量利用率(%)泵量L/Min11.370.1955.131.89101.45.84801.921.640.1705.892.06120.76.09875.031.900.1536.532.22139.96.23942.142.170.1417.102.36159.26.331004.952.700.1238.112.63197.86.441120.063.230.1119.002.88236.66.511225.074.310.09510.523.33315.06.591413.385.110.08711.533.62374.06.631540.095.900.08012.453.89433.36.651657.4注：行程：40mm 锤重：57Kg图9-4泵压变化曲线由表中数据及曲线可知，泵压增大，泵量也增加，冲击功，冲击频率显著上升。能量利用率提高。另外泵压增大，泵量增大，喷咀处流速增加，射流元件工作可靠性也显著增加，对提高冲击器工作性能很有益处。不同背压下冲击器工作特性液动冲击器以液体作为工作介质。冲击器在井内工作时，由连通器原理可知背压增加多少，高压腔压力也相应增加多少，作用在活塞上的有效作用力基本保持不变。因此背压对冲击器的工作特性影响甚微。不同背压下的工作性能参数计算结果见表9-6，曲线见9-5。

05 1 2 25背压Pb皿)n:能量利用率-节巴、褂集2B4 05 1 2 25背压Pb皿)n:能量利用率-节巴、褂集2B4 ,170.5 *1 1.5 2 2£对压Pb(MPa)f：频率 E：冲击功序号背压(MPa)性能参数计算结果频率(HZ)冲击功(J)能量利用率(%)泵压(MPa)泵量L/Min10.519708266771603495969130021.019562226768529376367130031.319471226767492396609130041.619365226766459526844130052.019194226744421117161130062.5189542267853800975551300图9-5背压变化曲线十、冲击器整体强度校核载荷确定冲击器是一种实现旋冲钻井工艺作业的新型井下动力钻具。根据钻井工艺等实际情况和可能出现的特殊作业情况，取最大钻压为Pmax=18t=18000kgf,按脉动载荷处理，循环特征r=1,平均钻压为Pm=9000kgf,荷幅为Pa=9000kgf；取最大扭矩为Mmax=2000kgf•m,同样按脉动循环处理，循环特征r=1，平均扭矩为Mm=1000kgf，扭矩幅为Ma=1000kgf•mm，实际在进行钻井作业中，钻压和扭矩都小于上面两设定值。危险截面和危险点的确定截面I：即冲锤外筒与八方套连接的螺纹根部，此处壁薄且有螺纹，应力集中，应作为危险截面校核。截面11：即外缸与中接头连接的螺纹根部，但此处螺纹壁厚于截面I。截面111：即冲锤外筒与中接头连接的螺纹根部，此处螺纹壁厚于截面I。强度校核截面I校核外管螺纹根部截面外径D1=178mm,螺纹根部直径dj150,材料：40CrMnMo调质处理。许用安全系数为2.5〜3，as=78.5kgf/mm2•按第三强度理论校核截面面积：A1=n(D12-d12)/4=n(1782-1502)/4=7213.097mm2拉压应力：ajPmax/A]=18000/7213.097=2.50kgf/mm2抗扭截面模量：W1=n(D14-d14)/(16XD1)=n(1784-1504)/(16*178)=548924.766mm剪切应力：Ti=Mmax/Wi=2000X103/548924.766=3.64kgf/mm2相当应力：ad1=(a：+4t：)1/2二(2.502+4X3.642)1/2=7.70kgf/mm2安全系数：n1=as/a到二78.5/7.70二10.19＞许用安全系数 安全按压一扭组合作用校核疲劳强度安脉循环处理 循环特征：r=1应力幅：a1=a/2=2.50/2=1.25kgf/mm2T1=T1/2=3.64/2=1.82kgf/mm2平均应力：a1=a1/2=2.50/2=1.25kgf/mm2T=T/2=3.64/2=1.84kgf/mm2m11纯压疲劳安全系数：na1=a1/(KaXa/(£axp)+waXa『TOC\o"1-5"\h\z查