(中國石油集團工程技術研究院有限公司， 北京 102206)

引言

連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)關鍵技術之一是在高壓腔體內完成鉆桿接頭的上卸扣操作。與常規(guī)上卸扣作業(yè)環(huán)境不同，由于高壓腔內存在鉆井液壓力，鉆桿將承受很大的上頂力，若上卸扣時未平衡此上頂力，則接頭螺紋面就會形成很大的接觸壓力，必然導致螺紋加速磨損失效。因此在上卸扣過程中，必須對螺紋面上的載荷進行控制，將螺紋面上的接觸壓力控制在合理的范圍內，以減小螺紋磨損，提高使用壽命。根據(jù)連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣操作步驟，對上卸扣控制要求進行分析，在此基礎上制定了相應的液控回路方案，并建立仿真模型，為連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣控制提供科學參考。

1 上卸扣步驟與控制要求

連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣裝置由動力鉗、平衡機構和背鉗組成，如圖1所示[1-2]。上卸扣基本步驟[3]包括：

(1) 上卸扣前，用動力鉗夾緊機構夾緊上部鉆桿本體，背鉗夾緊下部鉆桿母接頭；

(2) 卸扣時，先用動力鉗緊崩扣機構崩開第一扣，然后啟動旋扣機構反向旋轉上部鉆桿，與此同時，利用平衡機構平衡鉆井液上頂力作用，并使動力鉗隨上部鉆桿同步向上移動，在旋扣機構和平衡機構聯(lián)合驅動下，上部鉆桿的公接頭與下部鉆桿的母接頭完全分離，至此完成卸扣操作；

(3) 上扣時，先用旋扣機構正向旋轉上部鉆桿，平衡機構克服鉆井液上頂力作用驅動動力鉗下放上部鉆桿，在旋扣機構與平衡機構聯(lián)合驅動下，上部鉆桿的公接頭與下部鉆桿的母接頭旋合，在旋合過程中，利用平衡機構使動力鉗隨上部鉆桿同步向下移動，接頭旋緊后用緊崩扣機構上緊最后一扣，至此完成上扣操作。

圖1 連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣裝置

相比緊扣和崩扣，旋扣運動的控制要求最高，尤其是在螺紋開始旋合或即將旋離時，由于螺紋接觸面積有限，此時若控制不當，將會使螺紋承受很大的接觸壓力，導致螺紋迅速磨損失效，極易形成安全隱患。旋扣運動控制的關鍵點主要包括兩方面：一是運動同步控制，即旋扣時必須使動力鉗隨著接頭螺紋的旋轉與鉆桿同步上、下移動，避免因運動干涉導致螺紋損傷；二是載荷平衡控制，即旋扣時必須主動平衡鉆井液上頂力作用，將接頭螺紋承受的上頂力控制在合理的范圍內，減緩螺紋磨損。

綜上所述，旋扣是上卸扣操作中最為重要的一環(huán)，直接決定上卸扣的質量和成敗，而且需要由旋扣機構和平衡機構協(xié)同完成，控制難度較大。為實現(xiàn)在高壓腔內完成接頭旋扣操作并有效保護螺紋，旋扣機構和平衡機構必須滿足以下控制要求：

(1) 旋扣機構可以驅動鉆桿正向和反向旋轉；可以實時調整鉆桿轉速，并且不受負載影響；具備限壓和過載保護功能;

(2) 平衡機構可以根據(jù)外載荷變化實時調整平衡力；可以根據(jù)旋扣轉速使動力鉗隨鉆桿同步上、下移動；可以在任意高度位置鎖緊動力鉗。

2 旋扣液控回路設計

根據(jù)旋扣控制要求，擬定了旋扣液控回路方案，包括旋扣機構液控回路和平衡機構液控回路兩部分，如圖2所示[4-5]。

圖2 旋扣液控回路

旋扣機構的液控回路見圖2左半部分所示，執(zhí)行器為4個低速大扭矩馬達，回路中配置了比例換向閥、壓差補償器、比例減壓閥以及壓力和轉速傳感器等。比例換向閥可以無級調整閥口開度，由于壓差補償器的作用，比例換向閥閥口兩端壓差保持恒定，因此通過控制比例換向閥的閥口開度就能無級調整供油流量，配合轉速傳感器，可以根據(jù)工況準確控制鉆桿轉速。此外利用比例減壓閥和壓力傳感器可以無級調整馬達的最大工作壓力，以便限制旋扣扭矩，起到保護接頭螺紋的作用。

平衡機構的液控回路見圖2右半部分所示，執(zhí)行器為4個油缸，回路中配置了比例減壓閥、節(jié)流調速閥、液控單向閥、二位電磁換向閥以及壓力和位移傳感器等。平衡油缸的無桿腔與有桿腔壓力分別由單獨的1個比例減壓閥控制，此比例減壓閥同時具有減壓和溢流功能，即可以在保持輸出壓力穩(wěn)定的狀態(tài)下實現(xiàn)供油和回油，在旋扣時，利用比例減壓閥使油缸輸出力始終與鉆桿所受外載荷保持平衡，而活塞桿可以隨接頭螺紋的旋轉與鉆桿同步自由上、下運動。節(jié)流調速閥可以限定油缸活塞桿的運動速度并使其運動更為平穩(wěn)。利用二位電磁換向閥可以控制液控單向閥的啟閉，實現(xiàn)油缸無桿腔和有桿腔油路通斷，使平衡機構能夠在任意高度位置上停止鎖定。另外利用位移傳感器檢測油缸活塞桿的運動，便于判斷公、母接頭的相對位置和運動速度，以提高旋扣控制的準確性與可靠性。

3 旋扣控制仿真分析

利用AMESim軟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，驗證設計方案的合理性和可靠性。

3.1 旋扣物理模型

圖3表示螺紋旋扣運動模型，假設鉆桿接頭以轉速ωx正向旋轉，則螺紋面上中徑D處的O點沿x軸的切向速度v2=ωxD/2，而其軸向運動速度設為v1。

圖3 螺紋旋扣運動模型

由圖3中左側圖所示幾何關系可得O點沿i軸和j軸的速度分別為：

voi=v1i+v2i=v1sinλ+v2cosλ

(1)

voj=v1j-v2j=v1cosλ-v2sinλ

(2)

式中,voi,voj分別為O點沿i軸和j軸速度分量;v1i和v1j為速度v1沿i軸和j軸分量;v2i和v2j為速度v2沿i軸和j軸分量;λ為螺紋的螺旋升角。設k為通過O點的螺紋面法線方向，如圖3右側圖所示，則：

vok=vojcosαl=(v1cosλ-v2sinλ)cosαl

(3)

式中,vok為O點沿螺紋面法線方向k的速度分量;αl為螺紋的牙型半角。而O點在垂直于法線k的切面上的速度分量vok⊥為：

(4)

將螺紋面接觸簡化為一個黏彈性模型，即螺紋面上的接觸壓力由兩個嚙合面在接觸點法線方向上的移動速度和相對距離決定，其表達式為：

(5)

式中,N⊥為螺紋面上的接觸正壓力;cl為螺紋面黏性系數(shù);kl為螺紋面彈性系數(shù);x0為螺紋面初始擠壓變形量。由于螺紋面是金屬材質，cl和kl取值均很大，接觸點的變形量一般都很小，因此通?？烧J為voj<

圖4 螺旋旋扣受力狀態(tài)

圖4為螺紋旋扣時的受力狀態(tài)，螺紋面上摩擦力f和接觸正壓力N⊥的合力在軸向和水平方向的分力分別為[6]：

Pxk=Ncosλ-fsinλ=N⊥cosαlcosλ-μlN⊥sinλ

(6)

Txk=Nsinλ+fcosλ=N⊥cosαlsinλ+μlN⊥cosλ

(7)

式中，Pxk為軸向分力；Txk為水平分力；μl為螺紋面摩擦系數(shù)。對于錐螺紋而言，任意直徑處的螺旋升角λ是不同的，螺旋升角為[7]：

(8)

式中,P為螺紋螺距;Da為螺紋平均中徑;α為圓錐中截面底角。螺紋副運動的動力學方程為：

Ma=Fq+Pxk-Fwz

(9)

(10)

式中,M和J分別為鉆桿質量和轉動慣量;a為鉆桿軸向加速度;ε為鉆桿轉動角加速度;Fq為平衡油缸的輸出力;Fwz為包含泥漿上頂力的外載荷。

3.2 旋扣仿真模型

依據(jù)螺紋嚙合動力學模型和液控回路設計方案，建立如圖5所示螺紋旋扣控制仿真模型[8-11]。圖5中右側為平衡機構液控回路模型，包括恒壓泵1、比例減壓閥2、單向節(jié)流閥3、液壓缸4、機構等效質量5和外載荷6等；左側為旋扣機構液控回路模型，包括恒壓泵9、減壓閥10、比例換向閥11、馬達12、傳動齒輪13、機構等效轉動慣量14和旋轉摩擦副15等；而中間為螺紋模型，主要包含黏彈性模塊7和摩擦副模塊8，用于模擬螺紋面上的正壓力和摩擦力。

圖5 旋扣控制仿真模型

平衡機構液控回路設置參數(shù)[12]：恒壓泵1的出口壓力設定為21 MPa，最大流量102 L/min；比例減壓閥2最大可調壓力20 MPa，最大通流量160 L/min，零流量最小可調壓力為0.6 MPa，反向溢流開啟壓力1 MPa，在最大流量狀態(tài)下，減壓閥口全開時的壓差為1.7 MPa，反向溢流口全開時的壓差為2.8 MPa；單向節(jié)流閥3的單向閥開啟壓力0.05 MPa，壓力梯度1.675 L·min-1·MPa-1，節(jié)流口額定流量75 L/min，壓力降為1 MPa；液壓缸4的活塞直徑為125 mm，活塞桿直徑63 mm；機構等效質量設定為10 t，泥漿上頂力設定為600 kN。

旋扣機構液控回路設置參數(shù)[12]：恒壓泵9的出口壓力設定為21 MPa，最大流量210 L/min；減壓閥10參數(shù)設置與減壓閥2相同；比例換向閥11在工作壓差為1 MPa 時的最大通流量為200 L/min；另外，設定馬達的等效排量為1120 mL/r，齒輪傳動比為4，機構等效轉動慣量30 kg·m2，旋轉摩擦副的阻力矩5 kN·m。

螺紋模型設置參數(shù)[13]：設螺紋牙型半角αl為30°，螺距P為6.35 mm，螺紋平均中徑Da為132.7 mm，圓錐中截面底角α為85.24°，則平均螺旋升角λ為0.86°，粘彈性模塊中彈性系數(shù)kl和黏性系數(shù)cl分別設定為(1e+9)N/m和(1e+6)N·s·m-1，螺紋面摩擦系數(shù)μl設定為0.15。

3.3 旋扣控制分析

要使油缸輸出力能夠平衡外載荷，經(jīng)估算可知有桿腔壓力約為14.5 MPa，無桿腔壓力應為0。將有桿腔回路上的減壓閥壓力設定為不同值，即11, 14.5, 18 MPa。

圖6表示螺紋旋進時的計算結果，設油缸的初始位移為0.5 m，即油缸活塞桿完全伸出，對比圖中曲線可以看出，當壓力調定為14.5 MPa時，螺紋面上的正壓力與摩擦力最小，當然這時的旋扣扭矩也最小；而無論油缸的工作壓力是偏低還是偏高，都會增大螺紋面上的接觸壓力，進而導致摩擦力和旋扣扭矩升高；需要指出的是，當壓力偏低時，公螺紋上端面與母螺紋下端面嚙合，因此其正壓力的水平分力與鉆桿旋轉方向相反，導致旋扣扭矩增加更快。

圖7表示螺紋旋出時的計算結果，油缸初始位移設定為0.1 m；與圖6比較可以看出，無論是正反轉，當有桿腔壓力接近平衡值時，螺紋面上的正壓力與摩擦力均最?。慌c旋進狀態(tài)相反的是，當壓力偏高時，由于其正壓力的水平分力與其旋轉方向相反，故旋扣扭矩與壓力偏低時相比增加更快；另外，由于結構原理的影響，減壓閥從減壓功能轉換到溢流功能時，其出口壓力必將發(fā)生階躍，同時，隨著溢流流量的增加，壓力也會逐漸升高，這就影響到螺紋面上的受力狀態(tài)，因此在控制時需要考慮如何補償壓力偏差的問題。

圖6 接頭螺紋旋合分析

從以上分析可以看出，設計的液控回路可以同時滿足旋扣時的運動同步和載荷平衡兩個控制要求，即液控回路既可以使動力鉗隨著螺紋的旋轉與鉆桿同步上、下移動，同時又能主動平衡鉆井液上頂力等外載荷作用，因此螺紋面上的正壓力和摩擦力被控制在較小范圍內，有效降低旋扣過程中螺紋面磨損，起到保護螺紋的作用。

4 結論

由于連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)是在高壓腔內進行上卸扣操作，無法直接進行觀察，并且還存在鉆井液上頂力等外載荷作用，因此如果控制不當極易損傷螺紋。針對連續(xù)循環(huán)系統(tǒng)上卸扣控制難題，本研究對上卸扣操作步驟、控制要求和液控回路等方面進行了分析研究，形成以下幾點認識：

圖7 接頭螺紋旋離分析

(1) 相比緊扣和崩扣，旋扣運動的控制要求更高，尤其是在螺紋接觸面積有限時，極易造成螺紋磨損。旋扣控制的關鍵在于運動同步控制和載荷平衡控制，即旋扣時必須使動力鉗能夠隨接頭螺紋旋轉與鉆桿同步上、下移動，同時還必須主動平衡鉆井液上頂力作用，將螺紋面上承受的載荷控制在合理的范圍內;

(2) 為滿足旋扣控制要求，一是旋扣機構液控回路應可以驅動鉆桿正向和反向旋轉，實時調整鉆桿轉速，并且不受負載影響，同時還應具備限壓和過載保護功能，二是平衡機構液控回路應可以根據(jù)外載荷變化實時調整平衡力，同時根據(jù)旋扣轉速使動力鉗隨鉆桿同步上、下移動，另外還需在任意高度位置鎖緊;

(3) 仿真分析表明，本研究提出的旋扣液控回路設計能夠滿足旋扣控制要求，當油缸的輸出力與外載荷接近時，可使動力鉗處于近似平衡浮動狀態(tài)，這樣在抵消了外載荷作用的同時，動力鉗還能隨著螺紋的旋轉與鉆桿同步上、下移動，從而有效地保護螺紋。