Герметизирующие устройства опор шарошечных долот для высокооборотного бурения Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

БУРЕНИЕ

УДК 622.24

О.Г. Блинков1, e-mail: [email protected]; Н.И. Сердюк2, e-mail: [email protected]

1 Уральский федеральный университет имени первого президента России Б.Н. Ельцина (Екатеринбург, Россия).

2 Российское геологическое общество (Москва, Россия).

Герметизирующие устройства опор шарошечных долот для высокооборотного бурения

Представлены результаты работы, направленной на совершенствование герметизирующих устройств шарошечных долот для высокооборотного бурения. Многолетний опыт отработки низкооборотных долот с герметизированными маслонаполненными опорами показал, что даже при таких частотах вращения уплотнения остаются наиболее уязвимым узлом, лимитирующим стойкость долота.

На основе анализа конструкций уплотнительных устройств, а также основных причин, приводящих к разгерметизации подшипниковых узлов шарошечного бурового инструмента при высокооборотном бурении, было установлено, что одним из способов повышения долговечности уплотнения является снижение момента трения уплотнения. Уплотнение, размещаемое в опоре долота, имеет определенные осевые размеры, в связи с чем для его установки приходится уменьшать осевые размеры подшипников опоры. Однако уменьшение осевых размеров подшипников снижает их несущую способность. Поэтому осевые размеры уплотнений должны быть минимально возможными. Также нежелательно увеличение их радиальных размеров, так как это приводит к увеличению радиуса трения и повышению момента трения. При этом необходимо, чтобы уплотнение было недорогим, технологичным в изготовлении и при сборке долота. Удорожание стоимости уплотнения должно быть экономически оправданным, а его стойкость должна лишь незначительно превосходить стойкость подшипников опоры.

Было установлено, что существенным недостатком торцевых и радиально-торцевых уплотнений является взаимосвязь режима их работы и изнашивания от износа осевых подшипников опоры, при котором увеличивается осевой люфт шарошки. При надвигании шарошки на цапфу увеличивается давление в торцевом контакте, что приводит к повышению момента в уплотнении. При обратном ходе шарошки давление в торцевом уплотнительном контакте снижается, что может стать причиной разгерметизации торцевого стыка и подсоса промывочной жидкости в опору. На основе проведенных исследований было разработано несколько вариантов систем герметизации. Предложенные конструкции уплотнительных устройств позволят, с одной стороны, повысить надежность работы систем герметизации подшипников, а с другой - упростить их конструкции по сравнению с существующими серийными аналогами и тем самым снизить стоимость изготовления шарошечного бурового инструмента.

Ключевые слова: шарошечное долото, подшипниковый узел, уплотнительный элемент.

O.G. Blinkov1, e-mail: [email protected]; N.I. Serdyuk2, e-mail: [email protected]

1 The Ural Federal University named after the first president of Russia Boris N. ELtsin (Ekaterinburg, Russia).

2 The Russian Geological Society (Moscow, Russia).

Sealing Packages of The Bearings in Roller Cone Bits for High Speed Drilling

The article presents the results of the work area focused on improvement of the sealing packages of the roller cone bits for high speed drilling. Long term experience of running low speed bits with sealed oil filled bearings demonstrated that even with such rotation speeds seals remain the most critical area limiting the bit durability.

Based on the analysis of the designs of the sealing packages as well as main reasons resulting in loss of sealing in the bearing assembly of the roller cone bits during high speed drilling, it was determined that one of the options of upgrading the seal life is the decrease of the frictional moment of the seal.

The seal located in the bit bearing possesses certain axial dimensions, therefore for its installation it is required to reduce the axial dimensions of the bearing. However, reduction of the axial dimensions of the bearings lowers their carrying capacity. In view of this axial dimensions of the seals must be as low as reasonably possible. Also, increase in their radial dimensions is undesirable because it results in increase in the friction radius and leads to enhancement of the frictional moment. Having said that, it is also necessary that the seal should be inexpensive when manufacturing

12

№ 3 март 2017 ТЕРРИТОРИЯ НЕФТЕГАЗ

DRILLING

and assembling the bit. The seal cost increase must be economically feasible, and its durability must exceed the bearing durability only in a minor way.

It was determined that a considerable drawback of end seals and end-radial seals is interrelation of their operating practice and depreciation due to the wear of axial bearings where end play of the cone increases. When moving the cone onto the journal the pressure in the end contact increases resulting in the grow of the moment in the seal. At reverse motion of the cone the pressure in the end sealing contact decreases that may become the reason for the seal failure of the end joint and leak of the fluid in to the bearing.

On the ground of the carried investigations a few options of the sealing systems have been developed. The offered designs of the sealing packages will allow, on the one hand, to increase the reliability of the bearing sealing systems, on the other hand, to simplify their designs as compared to the existing conventional prototypes and thereby to decrease the manufacturing cost of the roller cone bit.

Keywords: roller cone bit, bearing assembly, sealing element.

Для разбуривания газовых и газоконден-сатных месторождений, наиболее крупные из которых расположены в Западной Сибири, применяются высокооборотные гидромониторные долота серии ГВ с приводом от турбобуров. Долговечность открытых опор таких долот невелика, что значительно снижает технико-экономические показатели бурения. В связи с этим в настоящее время проводятся многочисленные исследования по повышению стойкости указанных долот. Одним из таких направлений является разработка высокоизносостойкой герметизированной маслонаполненной опоры для повышенных частот вращения [1]. Многолетний опыт отработки долот с герметизированными маслонаполненными опорами для низких и повышенных частот вращения серий ГАУ и ГНУ показывает, что даже при таких частотах вращения уплотняющие устройства остаются наиболее уязвимым узлом, лимитирующим стойкость долота. Увеличение частоты вращения долота накладывает дополнительные требования к конструкции и износостойкости уплотнений. Стойкость уплотнения определяется скоростью его изнашивания и запасом материала на износ и может быть описана зависимостью

Скорость изнашивания является функцией мощности трения которая определяется по формуле

Т =

I

(1)

NT = co.MT,

(2)

где I - запас материала на износ, г; а„ - скорость изнашивания, г/ч.

где к> - угловая скорость вращения шарошки, рад/с; Мт - момент трения в уплотняемом контакте, Н.м. Таким образом, следует, что для повышения долговечности уплотнения одним из возможных направлений является снижение момента трения уплотнения. Уплотнение, размещаемое в опоре долота, имеет определенные осевые размеры, в связи с чем для его установки приходится уменьшать осевые размеры подшипников опоры. Это нежелательно, поскольку уменьшение осевых размеров подшипников снижает их грузоподъемность. Поэтому осевые размеры уплотнений должны быть минимально возможными. С другой стороны, увеличение радиальных размеров также нежелательно, так как это приводит к увеличению радиуса трения, вследствие чего повышается момент трения. Кроме того, желательно, чтобы уплотнение было технологичным в изготовлении и при сборке долота, а также простым и дешевым в изготовлении. Увеличение стоимости уплотнения должно быть экономически оправданным, а его стойкость должна лишь незначительно превосходить стойкость подшипников опоры.

В связи с вышесказанным нами были проведены исследования работоспособности, с точки зрения снижения момента трения, серийного уплотнения герметизированных опор типа АУ (рис. 1), а также перспективного уплотнения для повышенных и высоких частот вращения.

Серийное уплотнение опор типа АУ представляет собой резиновое торообразное кольцо 1, установленное в цилиндрической проточке шарошки 2. Перемещения кольца в осевом направлении ограничены втулкой 3, изготовленной из композиционного материала, а в радиальном направлении - цапфой 4. Исследования работоспособности серийного уплотнения проводились на стенде для испытаний герметизирующих элементов опор шарошечных долот, позволяющем моделировать реальные условия работы уплотнений и необходимые уровни определяющих их работу факторов. В качестве смазочного материала применялось масло МС-20. Результаты исследований показали, что все учтенные факторы, определяющие работу уплотнения (радиальный натяг, радиальное смещение осей шарошки и цапфы, жесткость уплот-нительного кольца, осевой натяг), кроме угла перекоса р осей шарошки и цапфы, при их увеличении повышают момент трения уплотнения. И наоборот, при увеличении угла перекоса р момент трения снижается, причем увеличение угла перекоса р всего на 29.10-4 рад приводит

Ссылка для цитирования (for citation):

Блинков О.Г., Сердюк Н.И. Герметизирующие устройства опор шарошечных долот для высокооборотного бурения // Территория «НЕФТЕГАЗ». 2017. No 3. С. 12-16.

BLinkov O.G., Serdyuk N.I. Sealing Packages of The Bearings in Roller Cone Bits for High Speed Drilling. Territorija «NEFTEGAZ» = Oil and Gas Territory, 2017, No. 3, P. 12-16. (In Russian)

TERRITORIJA NEFTEGAS - OIL AND GAS TERRITORY No. 3 march 2017

13

БУРЕНИЕ

Рис. 1. Конструкция серийного уплотнения опоры типа АУ:

1 - резиновое торообразное кольцо;

2 - цилиндрическая проточка шарошки;

3 - втулка из композиционного материала; 4 - цапфа

Fig. 1. The design of serial seal of supporting AU structure: 1- rubber toroidal ring; 2 - cylindrical groove of the cutter; 3 - sleeve of rubber material; 4 - trunnion

Рис. 2. Конструкция комбинированного радиального уплотнения:

1 - шарошка; 2 - цапфа; 3, 6 - фторопластовые кольца;4 - армированное резиновое уплотнительное кольцо; 5 - силовой элемент; 7 - коническая фаска Fig. 2. Design of a combined radial seal: 1 - cutter; 2- trunnion; 3, 6 - fluoroplastic ring; 4 - reinforced rubber sealing ring; 5 - strength element; 7 - conical chamfer

к существенному снижению момента трения на 20 %. Результаты испытаний серийного уплотнительного кольца приведены в таблице.

Вероятно, снижение момента трения при увеличении угла перекоса р оси шарошки относительно оси цапфы можно объяснить лучшей возможностью проникновения смазочного материала в зону трения уплотнения. Серийные уплотнения опор шарошечных долот имеют существенный недостаток: при износе радиальных подшипников опоры происходит радиальное защемление уплотнительного кольца в нижней части цапфы. В этом случае момент трения уплотнения резко возрастает, и это приводит к его быстрому изнашиванию. Для устранения названного эффекта была разработана перспективная конструкция уплотнения (рис. 2). Герметизация и компенсация всех видов смещений опоры шарошки и изнашивания уплотнительного кольца в серийной опоре обеспечивается только за счет радиального натяга | относительная величина которого составляет

h =-г .100 « 15 %, 0 d

(3)

где ||0 - относительный радиальный натяг уплотнительного кольца; d - диаметр сечения уплотнительного кольца.

В поступательных парах трения широкое распространение нашли комбинированные уплотнения, в которых силовым уплотняющим элементом является резиновое кольцо, а в контакте с подвижной металлической деталью находится вспомогательная втулка из антифрикционного материала на основе фторопласта [2]. Недостатками таких уплотнений являются повышенные требования к шероховатости металлических поверхностей и, соответственно, низкая стойкость уплотнений при нарушении технологических требований. Во вращательных парах трения такие уплотнения не применяются из-за возможности скольжения по контакту «резина - антифрикционный материал». Однако если решить задачу о предупреждении такого скольжения, то комбинированное уплотнение становится перспективным и для шарошечных долот. Такое уплотнение может быть скомпоновано из армированного резинового уплотнительного кольца 4 и антифрикционных втулок из композиционного материала на основе фторопласта. При этом возникают две задачи:

• для равномерного изнашивания элементов уплотнения необходимо, чтобы все комбинированное уплотнение вращалось вместе с шарошкой;

• пару трения «металл - втулка» следует защитить от непосредственного контакта с абразивной промывочной жидкостью.

В полости, образованной расточкой в шарошке 1 и цапфой 2, установлены фторопластовые кольца 3 и 6, имеющие внешнюю коническую поверхность, и резиновый силовой элемент 5, прижимающий фторопластовые кольца в радиальном направлении к поверхности цапфы 2 и в осевом направлении - к торцу расточки шарошки 1. Для сборки уплотнения и обеспечения необходимого усилия прижатия фторопластовых колец 3, 6 к торцу расточки шарошки важным геометрическим параметром является диаметр заходного цилиндрического участка в расточке шарошки. Экспериментально установлено, что величина кольцевой щели между поверхностью цапфы и заходным цилиндрическим участком в затылке шарошки должна быть по величине не менее 2/3 диаметра сечения уплотнительного элемента. Для облегчения вдавливания резинового силового элемента в расточку шарошки на затылке шарошки изготавливается дополнительная коническая фаска 7 с углом 45° и высотой не менее 0,22 диаметра сечения резинового силового элемента. Между конической фаской 7 на затылке шарошки и упорным торцом цапфы предусмотрен зазор не менее 0,3 мм для гидравлического сообщения промывочной жидкости в скважине и уплотнения. Поскольку коэффициент трения фторопласта по стали меньше, чем коэффициент трения резины по стали, уменьшение площади контакта резинового силового элемента с поверхностью цапфы приведет к уменьшению момента трения в уплотнении и, соответственно, к уменьшению мощности трения. В процессе работы уплотнения происходит изнашивание как фторопластового кольца, так и резинового силового элемента. При полном износе фторопластового кольца резиновый силовой элемент полностью вступает во взаимодействие с цапфой и работает как обычное резиновое уплотнительное кольцо. С этой целью в конструкции комбинированного радиального уплотнения предусмотрен минимально

14

№ 3 март 2017 ТЕРРИТОРИЯ НЕФТЕГАЗ

DRILLING

Влияние угла перекоса р осей шарошки и цапфы на момент трения серийного уплотнения

The influence of the skew angle of the p axes of the cutter and the trunnion on the friction torque of

the seaL seriaL

Номер опыта The experience number Осевой натяг уплотнения, мм The axial tension of the seal, mm Угол перекоса p.10-4 рад The skew angle p.10-4 rad Момент трения, Н.м The friction torque, N.m

1 0,15 0 8,0

2 0,15 29 8,1

3 0,15 58 7,5

4 0,15 87 6,8

5 0,15 116 6,5

необходимый радиальный натяг между цапфой и резиновым силовым элементом не менее 15 %, как и в серийных долотах.

Свойства антифрикционных материалов промышленного производства на основе фторопласта существенно различаются. Так, например, наименьшим коэффициентом трения обладает фторопласт-4 [3]. Но при этом данный материал имеет ряд недостатков: низкую износостойкость, допустимую рабочую температуру не более 120 °С, текучесть даже при нормальной температуре, что исключает применение фторопласта-4 в конструкции комбинированного уплотнения. Наполненные фторопласты, в составе которых содержатся графит, дисульфид молибдена, ситаллы и другие наполнители, могут применяться при более высоких температурах и имеют износостойкость, в десятки и сотни раз превышающую износостойкость фто-ропласта-4. Но при этом наполненные фторопласты имеют более высокий коэффициент трения, который тем выше, чем выше давление в паре трения. Исследованиями [4] установлено, что лучшим материалом для высоконагру-женных пар трения, работающих при их относительном вращении, является наполненный фторопласт Ф40К20М1,5. Данный материал являлся разработкой института ЛенНИИхиммаш и в настоящее время по различным причинам не производится. Материалом, близким по свойствам Ф40К20М1,5, является производимый в настоящее время фторопласт Ф4К20. Для сравнения: его износостойкость в 600 раз, а температура применения более чем в 2 раза выше, чем у фторопласта-4 [3]. Эти свойства Ф4К20 обусловили его применение в парах трения, которые по условиям эксплуатации должны работать без применения смазочных материалов. В связи с этим для разработки и исследований комбинированного уплотнения был выбран наполненный фторопласт Ф4К20. В качестве силового резинового элемента использовалось серийное уплотнительное кольцо. Работоспособность уплотнения в стендовых условиях [5] оценивалась величиной момента трения MT, скоростью изнашивания фторопластовых колец и

цапфы, а также визуальным осмотром элементов уплотнения. В целом стендовые испытания показали, что имеется техническая возможность создания комбинированного радиального уплотнения для долот с опорами типа НУ, работающих при повышенных частотах вращения.

Существенным недостатком торцевых и радиально-торцевых уплотнений является взаимосвязь режима их работы и изнашивания от изнашивания осевых подшипников опоры, при котором увеличивается осевой люфт шарошки. При надвигании шарошки на цапфу увеличивается давление в торцевом контакте, что приводит к повышению момента в уплотнении. При обратном ходе шарошки давление в торцевом уплотнительном контакте снижается, что может явиться причиной разгерметизации торцевого стыка и подсоса промывочной жидкости в опору.

В связи с этим перспективными для применения в высокооборотных долотах, опоры которых содержат подшипники качения, могут быть уплотнения, режим работы которых не зависит не только от износа радиальных подшипников опоры, но и от величин износа осевых подшипников.Конструкция подобного уплотнения приведена на рис. 3. У основания цапфы лапы 1 установлено резиновое уплотнительное кольцо 2 круглого сечения. На рисунке положение уплотнительного кольца изображено при снятой шарошке 3. Герметизация и компенсация всех видов смещений опоры шарошки и изнашивания уплотнительного кольца в серийной опоре обеспечиваются только за счет радиального натяга, относительная ве-

личина которого, как и в первом случае, составляет

И„=4 .100 « 15 %.

0 а

Для компенсации радиального смещения шарошки при износе опоры предлагается устанавливать уплотнительный узел с зазором 5 относительно цапфы, как показано на рис. 3.2. Уплотнительное кольцо 2 опирается на жесткое профильное кольцо 4. Фиксация уплотнительного узла на цапфе осуществляется разрезным пружинным кольцом 5, на набегающем конце которого имеется стопор. На цапфе выполнена цилиндрическая проточка, боковая поверхность которой служит упором для разрезного пружинного упорного кольца 5, и просверлено гнездо для размещения стопора [6].

Уплотнительный узел работает следующим образом. В процессе перекатывания шарошки по забою уплотнительный узел удерживается от вращения относительно цапфы силами трения уплотнительного кольца 2 об упорный торец цапфы 1, жесткого кольца 4 о торец разрезного пружинного упорного кольца 5, которое удерживается от вращения стопором. При этом цилиндрическая поверхность проточки в шарошке скользит относительно контактирующей с ней поверхности уплотнительного кольца 2 как при вращательном, так и при поступательном и угловом относительно цапфы движениях. В случае радиального смещения шарошки уплотнительный узел, состоящий из колец 2 и 4, перемещается в радиальном направлении вместе с шарошкой в пределах зазора 5, т. е. обеспечивается самоустановка

TERRITORIJA NEFTEGAS - OIL AND GAS TERRITORY No. 3 march 2017

15

БУРЕНИЕ

Рис. 3. Уплотнения опоры шарошки типа АУ: 1 - лапа; 2 - резиновое уплотнительное кольцо круглого сечения; 3 - шарошка; 4 - жесткое профильное кольцо; 5 - разрезное пружинное кольцо

Fig. 3. Seal supports of AU cutters: 1 - claw; 2 - rubber sealing ring of round section; 3 - cutter; 4 - rigid profiled ring; 5 - split snap ring

уплотнительного узла относительно оси цапфы.

В серийных долотах размеры уплотнительного узла рассчитаны таким образом, чтобы обеспечивалось вращение резинового кольца вместе с шарошкой относительно цапфы. В этом случае момент трения в уплотнительном узле наименьший и, соответственно, скорость изнашивания резинового кольца наименьшая. В связи с этим был осуществлен поиск геометрической формы и размеров жесткого кольца 4, которое позволяло бы иметь деформационную характеристику уплотнительного кольца 2, близкую к его деформационной характеристике в серийном уплотнительном узле. С этой целью жесткое кольцо 4 (рис. 3.3) было снабжено конической частью, образующей вместе с упорной

шайбой цапфы 1 коническую полость, в которую при нагружении может вдавливаться уплотнительное кольцо. Изменяя угол а2 между образующими цилиндрической и конической частей жесткого кольца, можно изменять зависимость усилия предварительного сжатия резинового кольца от величины его относительной деформации. Экспериментально была установлена величина угла а: 30-35°. В целях проверки работоспособности предлагаемого самоустанавливающегося уплотнения были проведены его испытания в стендовых условиях. Конструкция уплотнения была разработана для долот диаметром 215,9 мм. Угол а2 конической части жесткого кольца 4 (рис. 3.3) был выбран оптимальным и равным 35°. В процессе испытаний опре-

делялся моменттрения Мт в уплотнении. Испытания уплотнения проводились при частоте вращения шарошки 425 об/мин. Проведенные исследования показали, что имеется техническая возможность создания уплотнения для опор долот типа НУ, позволяющего компенсировать без нарушения работоспособности износ радиальных подшипников долота. Таким образом, оснащение опорных узлов шарошечного бурового инструмента предложенными конструкциями уплот-нительных устройств позволит, с одной стороны, повысить надежность работы систем герметизации подшипников, а с другой - упростить их конструкции по сравнению с существующими серийными аналогами и тем самым снизить стоимость изготовления как самих опор, так и инструмента в целом.

I

Литература:

1. Сериков Д.Ю., Панин Н.М., Агеева В.Н. Совершенствование систем герметизации подшипниковых узлов шарошечных долот // Строительство нефтяных и газовых скважин на суше и на море. 2016. № 4. С. 16-19.

2. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник / Под общ. ред. А.И. Голубева и Л.А. Кондакова. М.: Машиностроение, 1986. С. 112-115.

3. Воронков Б.Д. Подшипники сухого трения. Л.: Машиностроение, 1968. 140 с.

4. Гантемиров Б.М. Трение и износ наполненных фторопластов в условиях динамического нагружения: автореф. дис. ... канд. техн. наук. М., 1983. 21 с.

5. Митюрев Е.А. Повышение показателей работы шарошечных долот путем совершенствования систем герметизации их опор: дис. ... канд. техн. наук. Уфа, 1979. 189 с.

6. Блинков О.Г. Пути повышения эффективности работы буровых шарошечных долот: дис. ... д-ра техн. наук. М., 2007.

References:

1. Serikov D.Yu., Panin N.M., Ageeva V.N. The improving the system of sealing of bearing rollers of rock bits. Stroitelstvo neftyanykh i gazovykh skvazhin na sushe i na more = Construction of oil and gas wells on land and at sea, 2016, No. 4, P. 16-19. (In Russian)

2. Compactions and packing technique: A reference book, ed. by A.I. Golubeva and L.A. Kondakova. Moscow, Machine engineering, 1986, P. 112-115. (In Russian)

3. Voronkov B.D. Dry friction bearings. Leningrad, Mashinostroenie, 1968, 140 pp. (In Russian)

4. Gantemirov B.M. The friction and deterioration of filled fluoroplastic in dynamic loading conditions. The abstract of the dissertation of the candidate of sciences. Moscow, 1983, 21 pp. (In Russian)

5. Mityurev E.A. The enhancing of the performance of rock bits by improving system sealing their supporting structures. The dissertation of the candidate of sciences. Ufa, 1979, 189 pp. (In Russian)

6. Blinkov O.G. The ways of the improving of the efficiency of rock bits. The dissertation of the candidate of sciences. Moscow, 2007. (In Russian)

16

№ 3 март 2017 ТЕРРИТОРИЯ НЕФТЕГАЗ