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

在頁巖氣的勘探開采過程中，取心是核心技術(shù)之一。川渝地區(qū)頁巖層經(jīng)歷了強烈的后期改造，地質(zhì)條件相對復(fù)雜，頁巖分布不穩(wěn)定，呈現(xiàn)較強的各向異性特征。頁巖氣井水平段長達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確下入到取心位置，且鉆完井工作難度高、耗時長、花費大。針對川渝地區(qū)頁巖氣長水平段取心困難問題，筆者所在研究團隊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)計了一種集爬行、定位、推靠、取心、儲樣和解卡等功能于一體的頁巖氣旋轉(zhuǎn)式井壁取心器。該取心器采用模塊化設(shè)計，可完成水平井和大位移井的長水平段取心作業(yè)[1]。轉(zhuǎn)向機構(gòu)作為頁巖氣旋轉(zhuǎn)式井壁取心器各模塊的連接轉(zhuǎn)向裝置，其性能決定了整個取心器的過彎通過能力。

現(xiàn)役的轉(zhuǎn)向機構(gòu)主要有剛性和柔性兩種連接方式。柔性轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動時雖有一定的減震能力，但是運動具有不穩(wěn)定性，不適用于本取心器；剛性連接轉(zhuǎn)向機構(gòu)在作為固定聯(lián)軸器的同時，還提供傳動轉(zhuǎn)矩，整體結(jié)構(gòu)穩(wěn)定，可提高過彎能力。目前，剛性連接轉(zhuǎn)向機構(gòu)主要采用3個自由度的球面轉(zhuǎn)動機構(gòu)，雖然能夠繞3個方向轉(zhuǎn)動，但是軸向負載量偏小[2]。侯雨雷等[3]在剛性連接轉(zhuǎn)向機構(gòu)的基礎(chǔ)上提出了3-PSS/S新型轉(zhuǎn)向機構(gòu)，該轉(zhuǎn)向機構(gòu)利用電機控制的滾珠絲杠提供動力，可以控制關(guān)節(jié)機構(gòu)的轉(zhuǎn)動，也能承受軸向負載，但由于運動方式是直線，增加了整個機構(gòu)的長度，而且采用電機控制，增加了控制成本[4]。邵宏政[5]申請的專利“萬向節(jié)連接裝置”采用剛性連接，能實現(xiàn)轉(zhuǎn)彎要求，但是容易傳遞震動等不利因素，而且在高溫高壓的石油井環(huán)境中一旦因為小零件松動而導(dǎo)致萬向節(jié)脫落，將推遲取心器的工作時間。蔣宇晨等[6]申請的專利產(chǎn)品采用空心橡膠桿作為上、下平臺的連接件，存在橡膠易老化、不耐高溫及使用壽命短等問題。高勝等[7]申請的專利“井下牽引器定位與連接機構(gòu)”可以實現(xiàn)上、下平臺姿態(tài)的精準調(diào)整和控制，連接機構(gòu)通過液壓缸驅(qū)動，不適用于下井時在造斜段連續(xù)爬行的要求。為此，筆者擬設(shè)計一種新型轉(zhuǎn)向連接機構(gòu)，以期把取心器的各模塊有效地連接，并且有較為強勁的過彎能力，可防止卡阻現(xiàn)象。

1 頁巖氣旋轉(zhuǎn)式取心器總體方案設(shè)計

隨著近幾年對川渝地區(qū)頁巖油氣資源的勘測，其油氣井逐漸發(fā)展為具有1 000～2 000 m的長水平段，直徑150～300 mm的水平井。為了能夠順利進入水平井中完成取心工作，取心器長度需要控制在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)省通過時間；負載能力要大，能夠克服井下阻力并運輸取心儀器進行工作；取心器在井下工作段深度達到3 000～4 000 m，井下壓力將達到60 MPa，溫度達到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，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對扶正臂提供扶正力以保證取心器的運動姿態(tài)；爬行短節(jié)由爬行輪提供驅(qū)動力帶動整個取心器前進，爬行輪呈對稱布置，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)對稱布置，在取心儀器工作前，推靠短節(jié)負責(zé)將取心器推靠到井壁一側(cè)進行固定，在爬行過程中推靠短節(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軟件模擬實際工況，建立了頁巖氣水平井和取心器的三維模型，利用ADAMS虛擬樣機仿真技術(shù)對整個取心器的爬行能力、過彎能力、負載能力和越障能力等進行了計算機模擬分析，結(jié)果均滿足設(shè)計要求。

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

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)向連接機構(gòu)設(shè)計

2.1 方案選擇

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

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

圖2 轉(zhuǎn)向機構(gòu)簡圖Fig.2 Schematic diagram of the steering mechanism

2.2 受力分析

在對轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行受力分析時，需要考慮兩種情況：一種是轉(zhuǎn)向節(jié)上端平臺和下端平臺平行時，上端平臺受到外部拉力，整個取心器保持直線狀態(tài)，四周的4對球面副在中心移動副鏈接的情況下沒有受到轉(zhuǎn)矩作用，僅為中心鉸鏈受到大小相同的拉力作用，受力如圖3a所示；另一種是轉(zhuǎn)向節(jié)有一定轉(zhuǎn)角，整個取心器處于過彎狀態(tài)，此時上端平臺受到外部拉力，四周的4對球面副在外部拉力作用下有一定轉(zhuǎn)向，導(dǎo)致移動副受壓或受拉而滑動，受力如圖3b所示。

圖3 轉(zhuǎn)向機構(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單，在此不作分析，這里主要對圖3b中的受力情況進行分析。將力簡化到中心鉸鏈上，表示為受到一定拉力F，利用拆桿法建立機構(gòu)的靜力學(xué)平衡方程，考慮構(gòu)件彈性，完成機構(gòu)的靜力學(xué)分析[9-10]。將力F進行正交分解，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，轉(zhuǎn)向機構(gòu)中心十字軸受力較大，周圍滑塊基本不受力，此時只需要對十字軸進行受力分析即可；當(dāng)受到端面載荷為轉(zhuǎn)矩時，4個滑塊都有受力，此時受力較為復(fù)雜。但由于本轉(zhuǎn)向機構(gòu)主要承受載荷力，不傳遞取心器的轉(zhuǎn)矩，所以在進行受力分析時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，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。查詢機械設(shè)計手冊[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)向機構(gòu)過彎優(yōu)化設(shè)計

3.1 工作空間分析

轉(zhuǎn)向機構(gòu)屬于空間支鏈結(jié)構(gòu)，每個支鏈具有一定的空間轉(zhuǎn)向能力，在取心器過彎時可以使機構(gòu)有一定的折彎效果，提高過彎能力，但是這些支鏈的相對運動可能會發(fā)生干涉，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向機構(gòu)在空間上因為干涉而出現(xiàn)卡阻現(xiàn)象，破壞取心器的轉(zhuǎn)向能力，所以需要對轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行空間幾何干涉分析。將轉(zhuǎn)向機構(gòu)中間十字軸中心點設(shè)定為坐標(biāo)原點，端面法向為Z軸方向，OXY平面與下端平臺平行，建立三維坐標(biāo)系。已知上端平臺距下端平臺高度為h，4對滑塊距中心點距離為r，則上、下端面平臺的空間坐標(biāo)分別為：

(2)

(3)

已知轉(zhuǎn)向機構(gòu)的上、下平臺法線可偏轉(zhuǎn)角度為λ，考慮到上端平臺在法線方向的可偏轉(zhuǎn)性，根據(jù)動靜平臺的坐標(biāo)確定上端平臺的偏轉(zhuǎn)空間，該空間即為運動過程中的工作空間，如圖5所示。如果取心器在轉(zhuǎn)彎時超過此工作空間，則轉(zhuǎn)向節(jié)就會發(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)向機構(gòu)運動幾何尺寸示意圖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)計算的轉(zhuǎn)向機構(gòu)工作空間及力學(xué)計算，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；7—十字軸。

3.2 過彎能力提升分析

取心器在到達水平井前，需要經(jīng)過一個有一定曲率半徑的造斜井，由于取心器的長度特性，在經(jīng)過造斜段時，其長度和外徑需要達到一定的要求才能通過，所以必須對取心器的過彎能力進行分析，普通取心器過彎能力示意圖如圖8所示。

圖8 取心器過彎能力示意圖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。

對式(7)進行化簡，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，相關(guān)結(jié)果如表2所示。

表2 取心器軸向長度與曲率半徑的關(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的長度呈正相關(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的長度也呈正相關(guān)關(guān)系；在沒有轉(zhuǎn)向節(jié)模塊時，取心器在小井徑曲率井(RQ=5 m，D=150 mm)中的有效通過長度僅有1.556 m；在曲率半徑達到50 m時有效通過長度為4.901 m，這遠遠達不到取心器的軸向長度要求。

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)過分析對比，取心器在集成取心工具的同時會增加長度，其總長度達到7.9～11.0 m，如果該取心器進入了小曲率半徑的水平井時，會發(fā)生卡阻現(xiàn)象而無法通過曲率井段。因此，采用模塊化方式優(yōu)化取心器，取心器被轉(zhuǎn)向機構(gòu)分為前、中、后3段，相鄰兩段由轉(zhuǎn)向機構(gòu)連接，則優(yōu)化后的取心器過彎能力示意圖如圖10所示。

圖10 優(yōu)化后的取心器過彎能力示意圖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曲率段，中間段剛好進入造斜段，后段還處于豎直井狀態(tài)，可見在通過相同曲率井段情況下，優(yōu)化后的取心器有效長度增加了，并且3段長度L1、L2、L3的大小對可通過性都有較大的影響。

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

(10)

(11)

將原爬行器總長度平分為3段，由圖10可知，3L′=3L2=LZ。已知爬行器前段和后段為對稱的爬行扶正結(jié)構(gòu)，其長度相等，即L1=L3，則爬行器總長度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)可以得到取心器長度的函數(shù)關(guān)系式，計算出取心器的最大通過長度范圍，結(jié)果如表3所示。

表3 優(yōu)化后取心器軸向長度與曲率半徑的關(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長度。從表3可以看到，取心器在曲率半徑為20 m、井徑為150 mm時有效通過長度為10.358 m(優(yōu)化前僅為3.102 m)。已知取心器所需總長度為7 m左右，說明優(yōu)化后爬行器可通過曲率半徑為20 m、井徑為150 mm的彎曲井。

將優(yōu)化前、后取心器軸向長度與曲率半徑做對比，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)化后取心器可通過長度大大增加，整體趨勢呈上升狀態(tài)，且各井徑下的可通過長度均比優(yōu)化前大，說明轉(zhuǎn)向節(jié)可大大增強取心器的過彎能力。

4 結(jié) 論

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

(2)在相同條件的水平井徑下，曲率半徑與取心器能夠通過的長度呈正相關(guān)關(guān)系；在相同曲率半徑下，井徑與取心器可通過的長度也呈正相關(guān)關(guān)系。在沒有轉(zhuǎn)向節(jié)模塊時，取心器在小井徑曲率井(曲率半徑=5 m，井徑150 mm)中的有效通過長度僅有1.556 m；在曲率半徑達到50 m時有效通過長度為4.901 m，這遠遠達不到取心器的軸向長度要求。

(3)以通過能力最大為優(yōu)化目標(biāo)，對取心器的模塊化尺寸進行優(yōu)化，當(dāng)曲率半徑為20 m、井徑為150 mm時有效通過長度為10.358 m(優(yōu)化前僅為3.102 m)，遠遠超過取心器軸向長度7 m的要求，說明優(yōu)化后取心器能夠通過曲率半徑為20 m、井徑為150 mm的水平井。優(yōu)化后取心器可通過長度大為增加，整體趨勢呈上升狀態(tài)，且各井徑下的可通過長度均比優(yōu)化前大，說明轉(zhuǎn)向裝置可大大增強取心器的過彎能力。